WO2019049810A1 - 油圧制御弁と内燃機関のバルブタイミング制御装置 - Google Patents

油圧制御弁と内燃機関のバルブタイミング制御装置 Download PDF

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WO2019049810A1
WO2019049810A1 PCT/JP2018/032530 JP2018032530W WO2019049810A1 WO 2019049810 A1 WO2019049810 A1 WO 2019049810A1 JP 2018032530 W JP2018032530 W JP 2018032530W WO 2019049810 A1 WO2019049810 A1 WO 2019049810A1
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combustion engine
internal combustion
control valve
valve
hydraulic control
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PCT/JP2018/032530
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English (en)
French (fr)
Inventor
翔軌 坂口
Original Assignee
日立オートモティブシステムズ株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/356—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear making the angular relationship oscillate, e.g. non-homokinetic drive

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic control valve and a valve timing control device for an internal combustion engine.
  • a filtration filter for collecting foreign matter in oil flowing through each port is disposed on the outer periphery of a cylindrical valve body.
  • a thin stainless steel plate is used as a base material, and mesh holes which are a plurality of fine holes are formed by a so-called etching process in most parts except for both ends.
  • a hydraulic valve timing control device for controlling the opening and closing timing of the intake valve and exhaust valve of the internal combustion engine, after the engine is stopped for a long time, part of the oil in the hydraulic circuit is in the oil pan. As it is returned, air is accumulated in the hydraulic circuit.
  • the compressed air in the hydraulic circuit is supplied to the pressure release chamber for unlocking the lock mechanism, and the lock pin may be inadvertently pulled out of the lock hole, thereby releasing the pin lock state.
  • One object of the present invention is a hydraulic pressure that can suppress the occurrence of inadvertent unlocking by suppressing the generation of oil film in each mesh hole and securing the air flowability in the hydraulic control valve. It is in providing a control valve.
  • a filter having a plurality of mesh holes, in particular, wound so as to cover the opening of the valve body and having a circumferential length of one hole edge set to 1.07 mm or more is provided. It is characterized by
  • FIG. 1 It is a whole block diagram which shows 1st Embodiment of the valve timing control apparatus of the internal combustion engine to which the hydraulic control valve which concerns on this invention was applied. It is the sectional view on the AA line of FIG. 1 which shows the locking mechanism provided to this embodiment. It is a disassembled perspective view of the hydraulic control valve provided to this embodiment. It is a longitudinal cross-sectional view of the hydraulic control valve provided to this embodiment. It is a perspective view which shows the valve body to which the filtration filter provided to this embodiment was attached. It is an enlarged view which shows the mesh hole of the filtration filter.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram of a valve timing control device for an internal combustion engine to which a hydraulic control valve according to the present invention is applied
  • FIG. 2 is a sectional view taken along line AA of FIG. 1 showing a lock mechanism provided in the present embodiment. is there.
  • the valve timing control device includes a timing sprocket 1 which is a drive rotating body, an intake side camshaft 2 rotatably provided relative to the timing sprocket 1, a timing sprocket 1 and a camshaft.
  • a phase change mechanism 3 for converting the relative rotational phase of 2 a lock mechanism 4 for locking the phase change mechanism 3 at the most retarded phase position, and a hydraulic circuit 5 for operating the phase change mechanism 3 are provided.
  • the timing sprocket 1 is formed through a disk-shaped sprocket body 1a, a gear portion 1b provided on the outer periphery of the sprocket body 1a, around which a timing chain (not shown) is wound, and a center of the sprocket body 1a. And a bearing hole (not shown) rotatably supported on the outer periphery of one end of the camshaft 2. Further, in the sprocket body 1a, female screws are formed at equal intervals in the circumferential direction at four places in the circumferential direction of the outer peripheral portion.
  • timing sprocket 1 rotational force is transmitted from the crankshaft via a timing chain wound around the gear portion 1 b.
  • the timing sprocket 1 (sprocket main body 1a) is configured as a rear cover that closes the rear end opening of the housing 6 described later in a fluid tight manner.
  • the driving rotating body may be a timing pulley to which a rotational force is transmitted by a timing belt.
  • the camshaft 2 is rotatably supported on a cylinder head (not shown) via a plurality of cam bearings.
  • the camshaft 2 is provided at its outer periphery with a plurality of egg-shaped rotary cams that open the intake valve (not shown) against the spring force of the valve spring.
  • the cam shaft 13 has an insertion hole into which a cam bolt 13 described later is inserted and an internal screw hole formed on the tip end side of the insertion hole and screwed with the cam bolt 13 in the axial direction of one end of the camshaft 2. ing.
  • the phase change mechanism 3 is axially fixed to a housing 6 having an operation chamber formed therein and at one end of the camshaft 2 via a valve body 27 described later, and is rotatably accommodated in the housing 6.
  • the vane rotor 7 and the retarding operation chamber 9 which is a plurality of (four in the present embodiment) first operation chambers into which the operation chambers of the housing 6 are divided, and the advance operation chamber 10 which is a second operation chamber Have.
  • the respective retarding working chambers 9 and the advancing working chambers 10 are partitioned by four shoes 8 provided on the inner peripheral surface of the housing main body 11 described later and the vanes 15a to 15d of the vane rotor 7.
  • the housing 6 is formed, for example, by press-forming a cylindrical housing body 11 integrally formed of a so-called sintered metal material formed by sintering a dust metal and closing the front end opening of the housing body 11 It is comprised from the front cover 12 (refer FIG. 4) and the timing sprocket 1 (sprocket main body 1a) as a rear cover which obstruct
  • each shoe 8 is provided at substantially equally spaced positions in the circumferential direction of the inner peripheral surface.
  • four bolt insertion holes 11a into which four bolts 13a are inserted in this embodiment are formed to penetrate.
  • the front cover 12 has a relatively large diameter insertion hole (not shown) formed at the center thereof. Further, the front cover 12 is provided with the above-mentioned insertion holes of the inner peripheral surface 12a and the side clearances between the parts excluding the outside of the insertion holes and the opposite side surface of the vane rotor 7, and the retarding and advancing operating chambers 9, 10, respectively. It is designed to seal the inside. Further, in the front cover 12, four bolt insertion holes (not shown) into which the respective bolts 13 a are inserted are formed at four places in the circumferential direction of the outer peripheral portion.
  • the timing sprocket 1, the housing body 11 and the front cover 12 are axially connected by four bolts 13 a inserted into the bolt insertion holes 11 a and the like and screwed to the female threads of the timing sprocket 1.
  • the vane rotor 7 is integrally formed of a sintered metal material, and has a rotor portion 14 located at the center, and 4 protruding radially from the outer peripheral surface of the rotor portion 14 at approximately 90 ° intervals in the circumferential direction. And four vanes 15a to 15d.
  • the rotor portion 14 is formed in a cylindrical shape having a relatively large diameter, and a bolt insertion hole 14a into which the cam bolt 13 is inserted penetrates in the central internal axial direction, and one end portion of the camshaft 2 is rotated by the cam bolt 13 It is fixed from the axial direction.
  • Each of the vanes 15a to 15d is formed to have a relatively short radial projection length, and each of the vanes 15a to 15d is disposed between the respective shoes 8. Further, the three second to fourth vanes 15b to 15d other than one first vane 15a are set to have substantially the same circumferential width and are relatively thin. The first vane 15a is formed to have a large width in the circumferential direction, and a part of the lock mechanism 4 is provided inside.
  • Seal members 16a and 16b for sealing between the outer peripheral surface of the housing main body 11 and the outer peripheral surface of the rotor portion 14 are respectively provided on the outer peripheral surface of each of the vanes 15a to 15d and the tip of each shoe 8 .
  • the vane rotor 7 when the vane rotor 7 relatively rotates from the position shown in FIG. 1 to the retarded side (counterclockwise direction), the vane rotor 7 abuts on the opposite side surface 8a of the one shoe 8 opposed to one side of the first vane 15a.
  • the rotational position on the corner side is regulated.
  • the rotation position on the maximum advance side is regulated by contacting the other side 8b of the other shoe 8 to which the other side of the first vane 15a also faces. It has become.
  • each retarding operation chamber 9 and each advancing operation chamber 10 are provided with a hydraulic circuit 5 via four retarding passage holes 17 and advancing passage holes 18 formed substantially in the radial direction inside the rotor portion 14. Communicate with each other.
  • the lock mechanism 4 holds the vane rotor 7 at the most retarded rotational position with respect to the housing 6.
  • the lock mechanism 4 has a lock hole 19 formed by a hole forming portion 19 a at a predetermined position on the inner side surface of the timing sprocket 1 and an inner shaft of the first vane 15 a of the vane rotor 7.
  • a pin accommodation hole 20 formed in a penetrating direction, a lock pin 21 provided for free movement back and forth in the pin accommodation hole 20 and having a truncated head portion 21a inserted in and removed from the lock hole 19, and the lock pin 21
  • the coil spring 22 biased toward the lock hole 19 and the lock oil 19 formed in the lock hole 19 cause the lock pin 21 to move backward from the lock hole 19 against the spring force of the coil spring 22 to supply the lock.
  • the lock hole 19 is formed in a conical shape having a diameter larger than the outer diameter of the distal end portion 21 a of the lock pin 21 via the hole configuration portion 19 a. Further, the lock hole 19 is formed at a position corresponding to the rotational position on the most retarded side of the vane rotor 7 on the inner side surface of the sprocket main body 1a.
  • the lock pin 21 receives the hydraulic pressure supplied to the first release pressure receiving chamber 23a at the tip end surface of the tip portion 21a, or receives the hydraulic pressure supplied to the second release pressure receiving chamber 23b at the step surface 21b. By these hydraulic pressure, it moves backward and comes out of the lock hole 19 to be unlocked.
  • An oil pressure is supplied to the first release pressure receiving chamber 23a from one retardation operating chamber 9 via the first lock passage 24a.
  • the second release pressure receiving chamber 23b is supplied with the hydraulic pressure from one advance operation chamber 10 through the second lock passage 24b.
  • the lock pin 21 has the tip 21 a inserted into the lock hole 19 by the spring force of the coil spring 22. Thereby, the vane rotor 7 is locked with respect to the housing 6.
  • the lock position is the rotational position on the most retarded side of the vane rotor 7 with respect to the housing 6 as described above.
  • the back pressure chamber 20b formed on the rear end side of the lock pin 21 communicates with the outside through the air release holes 12b and 12c formed through the side end surface of the first vane 15a and the front cover 12. By this, the good slidability of the lock pin 21 is secured.
  • the hydraulic circuit 5, as shown in FIG. 1, is provided in the axial direction of the oil pump 25 for discharging the hydraulic pressure from the discharge passage 25a to the supply passage (not shown) and the rotor portion 14 according to the engine operating condition.
  • a hydraulic pressure control valve 26 is provided to switch the flow paths of the retarding passage holes 17 and the advancing passage holes 18 with respect to the supply passage and the discharge passage 49.
  • the supply passage is formed in the bearing portion of the cylinder head and the camshaft 2 and the upstream portion communicates with the discharge passage 25a of the oil pump 25 and the downstream side is each retardation passage hole 17 and each advance passage hole 18 It is in communication with
  • oil pump 25 for example, a vane type or a trochoid type is generally used.
  • FIG. 3 is an exploded perspective view of the hydraulic control valve 26 provided in the present embodiment
  • FIG. 4 is a longitudinal sectional view of the hydraulic control valve 26
  • FIG. 5 is a perspective view of a valve body provided for the hydraulic control valve.
  • the hydraulic control valve 26 is formed so as to penetrate the cylindrical valve body 27 made of a metal material, for example, an aluminum alloy material, and in the axial direction of the valve body 27.
  • the solenoid unit 30 is mainly configured to push leftward against a spring force of 29.
  • the valve body 27 is housed and arranged, for example, in a cylindrical valve hole 01 formed in a cylinder block, as also shown in FIG. Further, in the valve body 27, a drain hole 31 communicating with the discharge passage 49 is formed at the center of the end wall 27b on one end side.
  • a supply port 32 which is an opening communicating with the discharge passage 25a of the oil pump 25, is formed penetrating substantially along the axial direction of the peripheral wall along the radial direction.
  • a retardation port 33 which is an opening communicating with the retardation passage hole 17, is penetratingly formed along the radial direction on the side portion of the supply port 32 on the solenoid unit 30 side.
  • an advancing port 34 which is an opening communicating with the advancing passage hole 18, is formed to penetrate in the radial direction on the side portion on the end wall 27b side.
  • three first to third groove grooves 32a, 33a, 34a are formed on the outer peripheral side, respectively.
  • the first to third groove grooves 32a to 34a are formed by cutting the peripheral wall of the valve body 27 in an annular shape, respectively. Therefore, as shown in FIG. 5, four annular projections 27d, 27e, 27f and 27g are formed on both sides of each groove 32a to 34a. Further, rectangular plate shaped protrusions 32b, 33b, 34b are provided on the annular bottom of the groove grooves 32a to 34a so as to avoid the ports 32 to 34, respectively. The respective projections 32b to 34b are provided at the same circumferential position on the annular bottom surface of each of the groove grooves 32a to 34a.
  • valve body 27 has an annular seal groove formed on the outer peripheral surface on the side of the solenoid section 30 of the peripheral wall, and an oil seal 35 resiliently contacting the outer peripheral portion with the inner peripheral surface of the valve hole 01 is fixedly fitted. Further, in the valve body 27, a seal ring 36 is fitted and fixed in an annular holding groove formed on the inner peripheral side of the outer end surface of the cylindrical rear end peripheral wall 27c.
  • the spool valve 28 is integrally formed of a metal material, for example, an aluminum alloy material. Further, as shown in FIGS. 3 and 4, the spool valve 28 is formed in a cylindrical shape, and is formed in a substantially left-right symmetric shape with respect to a radial direction line X extending in a direction perpendicular to the axis. Further, in the spool valve 28, a drain passage 28a, which is an oil passage communicating with the drain hole 31 in the internal axial direction, is formed to penetrate.
  • the “substantially symmetrical shape” described above includes those in which the shapes of the annular first and second land portions 38 and 39 are different from each other.
  • the spool valve 28 slides on the inner peripheral surface of the sliding hole 27a of the valve body 27 on both ends of the central small diameter shaft 37 to make the opening area of the ports 32 to 34 variable.
  • 1 and second lands 38 and 39 are provided.
  • a cylindrical annular groove 37a which constitutes a passage in cooperation with the inner peripheral surface of the sliding hole 27a is formed.
  • first and second annular grooves 38a and 39a communicating with both ends of the drain passage 28a are formed on the outer sides of the lands 38 and 39, respectively.
  • First and second communication holes 38b, 39b communicating with the drain passage 28a are formed through the bottom walls of the respective annular grooves 38a, 39a.
  • the first and second communication holes 38b and 39b are respectively formed in a cruciform manner and four in number.
  • the spool valve 28 integrally has annular first and second guide portions 40 and 41 on the axially outer sides of the annular recessed grooves 38a and 39a. Both the guide portions 40 and 41 have the same outer diameter as the land portions 38 and 39, and slide on the inner peripheral surface of the sliding hole 27a to guide the entire spool valve 28. .
  • the first guide portion 40 is formed in an internal solid disk shape.
  • the second guide portion 41 is formed to have a substantially U-shaped longitudinal cross section, and a communication hole 41a communicating the drain hole 31 and the drain passage 28a is formed in the inside.
  • the valve spring 29 is held in a slightly compressed state between the bottom surface of the second guide portion 41 and the bottom surface of the end wall 27 b of the valve body 27.
  • the spool valve 28 is biased toward the solenoid portion 30 by the spring force of the valve spring 29.
  • the solenoid unit 30 includes a cylindrical casing 42 made of a magnetic material, a cylindrical coil 43 fixed to the inner circumferential side of the casing 42 via a bobbin 43a, and a casing Magnetic material bracket 44 fixed by welding in the approximate center of the axial direction of the outer peripheral surface of the magnetic material 42, and magnetic material which is a fixed core fixed to the inner peripheral side of the coil 43 via a cylindrical cap sleeve 45 with a bottom
  • a cylindrical portion 46 and a plunger 48 which is a movable core axially slidable in the axial direction, are formed inside a holding member 47 of a magnetic material provided on the tip side of the cylindrical portion 46.
  • the casing 42 holds its shape by rolling a flat plate into a cylindrical shape and engaging an unshown uneven portion at the opposite end. Further, the casing 42 is integrally provided with four claws 42 a fixed to the valve body 27 by caulking at one end edge in the axial direction. On the other hand, also at the other end edge, four claws 42b fixed by caulking to a connector 51 described later are integrally provided. At the rear end of the casing 42, a connector portion 51 electrically connected to the engine control unit (ECU) 50 via a harness is provided.
  • ECU engine control unit
  • the coil 43 is de-excited by the control current supplied from the ECU 50.
  • the bracket 44 fixes the entire hydraulic control valve 26 to the cylinder block, and is integrally formed by press molding, and is formed integrally with the base portion 44a having a rectangular arc shape and the outer edge of the base portion 44a. And an arm 44b.
  • the base 44 a is fixed to the outer peripheral surface of the casing 42 by welding.
  • the fixing arm 44b is formed with a bolt insertion hole 44c through which a bolt (not shown) fixed to the cylinder block is inserted.
  • the cap sleeve 45 is formed of a stainless steel in a thin-walled cylindrical shape, and its axial length is formed so as to cover the cylindrical portion 46 and a part of the holding member 47. Further, the cap sleeve 45 is formed in a step diameter shape, and has a bottomed small diameter portion 45a covering the cylindrical portion 46, and a large diameter portion 45b disposed on the valve body 27 side and covering a part of the holding member 47. And a flange portion 45c integrally provided on the front end side of the large diameter portion 45b.
  • the inner peripheral surface of the flange portion 45c is in pressure contact with the front end surface of the bobbin 43a.
  • the holding member 47 has a substantially cylindrical main body 47a, and a flange portion 47b integrally provided at the front end of the main body 47a on the valve body 27 side. Further, in the holding member 47, a guide hole 47c for slidingly guiding the plunger 48 in the internal axial direction is formed to penetrate.
  • the flange portion 47b is in elastic contact with the seal ring 36 whose front end face is held by the valve body 27 in the axial direction, whereby the inside of the guide hole 47c is sealed.
  • an oil seal 52 is disposed in a sandwiched state between the back surface of the flange portion 47 b and the flange portion 45 c of the cap sleeve 45. By this, the inside of the cap sleeve 45 is sealed.
  • the plunger 48 is formed to have a substantially T-shaped longitudinal cross section, and includes a disc portion 48a and a rod portion 48b projecting from the center of one end face of the disc portion 48a. Further, the plunger 48 is formed with a through hole 48c for securing the mobility in the inner axial direction. Further, the tip end edge of the rod portion 48 b is in axial contact with the outer surface of the first guide portion 40 of the spool valve 28 in the plunger 48. The plunger 48 presses the spool valve 28 in the left direction in FIG. 4 against the spring force of the valve spring 29 by exciting the cylindrical portion 46 and the like by energization of the coil 43.
  • the connector portion 51 has a cylindrical portion 51a inserted and fixed to the inside of the casing 42, and a female connector 51b protruding from the rear end of the cylindrical portion 51a.
  • One end of each of a pair of non-illustrated terminal pieces embedded in the cylindrical portion 51 a is connected to the coil 43.
  • the other end 51c exposed to the outside is connected to the terminal of the male connector on the ECU 50 side.
  • the ECU 50 detects the current rotation phase of a crank angle sensor (engine speed detection), an air flow meter, an engine water temperature sensor, an engine temperature sensor, a throttle valve opening sensor, and a camshaft 2 (not shown) Information signals from various sensors such as angle sensors are input to detect the current engine operating condition. This controls the drive of the engine. Further, as described above, the ECU 50 outputs the control current to the coil 43 or shuts off the energization to control the moving position of the spool valve 28, and selectively switches the ports 32 to 34. There is.
  • the solenoid unit 30 moves the spool valve 28 to three positions in the front-rear axial direction by the relative pressure between the control current of the ECU 50 and the valve spring 29. That is, by moving the valve body 27 to the three positions, the supply, retardation, and advance angle ports 32, 33, 34 of the valve body 27 are relatively communicated or blocked. At the same time, the advance port 34 or the retard port 33 is communicated with the drain hole 31 and the drain passage 28a. Further, the communication between the retardation port 33 and the advance port 34 is cut off with respect to the supply port 32.
  • filtration filters 53, 54, 55 are respectively mounted on the annular bottom surfaces of the groove grooves 32a to 34a of the valve body 27 described above.
  • Each of the filtration filters 53 to 55 is formed in an annular shape by rounding a thin metal plate made of, for example, stainless steel, and a plurality of mesh holes 53a to 55a are formed on the inner side excluding the outer peripheral portion. .
  • each of the filtration filters 53 to 55 is formed in an annular shape of the same shape by bending a thin and thin stainless steel plate material having a thickness of about 0.1 mm. Further, the end portions 53b to 55b of the filtration filters 53 to 55 are formed to be bent in a rectangular shape in cross section which bulges outward.
  • each filtration filter 53 to 55 is formed so that the width W of each filter is formed slightly smaller than the width of each groove 32a to 34a, and fixed so as to cover the entire annular bottom of each groove 32a to 34a. It is arranged. That is, they are arranged and fixed so as to cover the supply port 32, the retarding port 33 and the advancing port 34.
  • the filtration filters 53 to 55 are engaged with the end portions 53b to 55b by covering the protrusions 32b, 33b and 34b of the groove grooves 32a to 34a described above.
  • the filtration filters 53 to 55 are circumferentially positioned with respect to the groove grooves 32a to 34a and fixed to the valve body 27.
  • the axial positioning of the valve body 27 is performed by the opposite side surfaces between the protrusions 27d to 27g.
  • FIG. 6 is an enlarged view showing a part of the mesh holes 53a to 55a of the filtration filters 53 to 55. As shown in FIG.
  • the plurality of mesh holes 53a to 55a are formed circularly one by one by a so-called etching process, and each has substantially the same hole diameter D, and the same circumferential length L of the hole edge is set to a unique length.
  • the inventors of the present application have found that the diameter of the hole diameter D of the mesh holes 53a, 54a, 55a and the circumferential length L of the hole edge are many as shown in Table 1 and FIG. Defined based on the results of the experiment in
  • Table 1 shows the number (number) of holes in which the oil film is formed by changing the hole diameter D (mm) and the circumferential length L (mm) of the mesh holes.
  • FIG. 7 shows the number of oil films formed on the vertical axis with respect to the hole diameter D of the mesh holes on the horizontal axis.
  • the evaluation product alone was immersed in oil for 30 seconds, and then the evaluation product was taken out of the oil and pressure (air) was applied to the mesh holes. Thereafter, the number of mesh holes in which the oil film was formed was measured.
  • an oil type of 0 W-20 is used, the oil temperature is normal temperature (about 20 ° C.), the pressure to the mesh hole is 50 kPa, and this pressure causes the lock pin 21 to come out of the lock hole 19 It corresponds to the size of unlocking.
  • the evaluation item alone is referred to as the filtration filter 53, and the mesh holes 53a of the filtration filter 53 are described.
  • the pore diameter D (mm) of the mesh hole 53 a is 11 different sizes from 0.2 to 0.59, and the circumferential length L (mm) of the hole edge is It was set to different sizes of 0.628 to 1.854 corresponding to the hole diameter D.
  • the number (the number of oil film holes) in which the oil film is formed on the mesh holes 53a by surface tension is shown in the lowermost stage of Table 1.
  • the number of mesh holes 53a used in the experiment was 30.
  • the oil film is formed when the mesh hole 53a has a diameter D of 0.2 mm to 0.32 mm and a circumferential length L of 0.628 mm to 1.005 mm.
  • the number was 30 to 17.
  • the hole diameter D is 0.34 mm or more and the maximum is 0.59 mm
  • the circumferential length L is 1.068 mm or more and the maximum is 1.854 mm
  • the number of formed oil films is zero.
  • the hole diameter D of one mesh hole 53a is set to a size within the range of 0.34 mm or more and 0.59 mm at maximum.
  • the circumferential length L is set to a length within a range of 1.068 mm or more and a maximum of 1.854 mm.
  • the hole diameter D of one mesh hole 53a is set to a size within the range of 0.34 mm or more and 0.59 mm at the maximum as described above, within this range, one side is further The size is set so that 2 mm cube foreign matter can not pass through.
  • foreign substances such as metal contamination mixed in oil do not greatly affect sliding of the spool valve 28 of the hydraulic control valve 26 if the size is about 2 mm or less, but one side is about 2 mm or more If there is a bit, it may affect the operation of the spool valve 28.
  • the hole diameter D and the length of the circumferential length L are set to such a size that an oil film is not formed and to which a foreign matter having a side of 2 mm or more does not pass.
  • the circumferential length L is set to 1.07 mm.
  • the reason why only the circumference L is defined is that the circumference L most affects the formation of the oil film due to the surface tension.
  • the thickness dimension of the filtration filter 53 was 0.1 mm in this experiment, if the circumferential length of the mesh hole 53a is 1.07 mm or more, the mesh dimension of the filtration filter 53 is the mesh hole 53a.
  • the value obtained by multiplying the circumference of is 0.107 mm 2 or more. This can reduce the surface tension. Therefore, it becomes difficult to form an oil film in each mesh hole 53a.
  • the spool valve 28 is held at the moving position of the first position in the maximum rightward direction by the spring force of the valve spring 29.
  • the oil pump 25 is also driven to pump hydraulic fluid into the discharge passage 25a.
  • the hydraulic fluid that has flowed into the supply passage from the discharge passage 25 a flows through the first groove 32 a of the hydraulic control valve 26 and the first filtration filter 53 and flows from the supply port 32 to the annular groove 37 a of the spool valve 28. From here, it flows into the retardation port 33, passes through the second filtration filter 54, flows into the second groove groove 33a, and further flows into the retardation passage holes 17 from there and into each retardation working chamber 9 Supplied. Therefore, the oil pressure in each retarding operation chamber 9 rises.
  • each advance operation chamber 10 flows from the advance passage hole 18 through the third filtration filter 55 and each advance port 34 and from the second annular groove 39a to the second communication hole 39b. From here, it flows into the drain passage 28 a and is discharged from the drain hole 31 into the oil pan OP. Therefore, each advance operating chamber 10 is in a low pressure state.
  • the vane rotor 7 is maintained at the relative rotational position of the most retarded angle. Therefore, the intake valve is in a state in which the open / close timing is controlled to the retard side. This improves the startability of the engine.
  • the same oil pressure as that of the retarding operation chamber 9 is supplied to the first release pressure receiving chamber 23a via the first lock passage 24a, but at the initial stage of cranking, the inside of the first release pressure receiving chamber 23a. Oil pressure does not rise. For this reason, the lock pin 21 is in a state in which the tip end portion 21 a is in the lock hole 19 and locked. Therefore, it is possible to suppress fluttering of the vane rotor 7 due to the alternating torque generated in the camshaft 2 and the like.
  • the intake valve is controlled to an intermediate phase position where the valve timing is between the most retarded angle and the most advanced angle. For this reason, for example, stabilization of the engine rotation at the time of steady operation and improvement of fuel consumption can be achieved.
  • the spool valve 28 when the amount of energization of the coil 43 further increases, the spool valve 28 further moves in the left direction in FIG. In this state, the first land portion 38 of the spool valve 28 opens the retarding port 33 to bring the retarding port 33 into communication with the first annular groove 38a and the first communication hole 38b. At the same time, the spool valve 28 brings the supply port 32 into communication with the annular groove 37 a and the advance port 34.
  • each retardation working chamber 9 flows from each retardation passage hole 17 through the retardation port 33 into the first annular groove 38a and the first communication hole 38b, and from here, the drain passage The oil is discharged quickly into the oil pan OP through the drain holes 31a and the drain holes 31a.
  • the vane rotor 7 rotates in the clockwise direction from the solid line position in FIG. 1 and rotates relative to the maximum advance angle side.
  • the opening / closing timing of the intake valve becomes the most advanced phase, the valve overlap with the exhaust valve becomes large, the intake charging efficiency becomes high, and the output torque of the engine can be improved.
  • each retardation working chamber 9 flows through each clearance into each advancing working chamber 10 and is returned from each advancing passage hole 18 to the hydraulic control valve 26.
  • each mesh hole 55a of the third filtration filter 55 air can not pass therethrough, so the pressure in each advance angle passage hole 18 and each advance angle working chamber 10 To rise.
  • the size of each of the hole diameter D and the circumferential length L of each mesh hole 55a is the size at which the oil film is formed by surface tension (the hole diameter D is 0.2 mm to 0.32 mm If the circumferential length L is set to 0.628 mm to 1.005 mm), the air flowing into each advance angle passage hole 18 is prevented from flowing by the third filtration filter 55. I will.
  • the air pressure in one advance operation chamber 10 is supplied to the second release pressure receiving chamber 23 b through the second lock passage 24 b and the high air pressure acts on the lock pin 21. Therefore, there is a possibility that the lock pin 21 moves backward against the spring force of the coil spring 22 and the distal end 21 a is inadvertently pulled out of the lock hole 19. As a result, the vane rotor 7 may rattle to generate abnormal noise.
  • the hole diameter D and the circumferential length L of the mesh hole 53a are set to such a size that the oil film is not formed by surface tension. For this reason, the air having passed through each advance angle passage hole 18 from each advance angle working chamber 10 passes through the mesh hole 55a of the third filtration filter 55 without being blocked, and passes immediately without resistance. From here, it flows into the drain passage 28 a through each advance angle port 34, the second annular recessed groove 39 a and the second communication hole 39 b, and is promptly discharged from the drain hole 31 to the outside air.
  • FIG. 8 shows a second embodiment of the present invention, in which the mesh holes 53a to 55a of the filtration filters 53 to 55 are formed substantially in the shape of an equilateral triangle.
  • each of the filtration filters 53 to 55 is bent in a cylindrical shape by a thin metal plate of about 0.1 mm, and the mesh holes 53a to 55a are formed by etching.
  • Each one of the mesh holes 53a to 55a is formed in a substantially equilateral triangle in plan view, and all are formed in the same shape.
  • the mesh holes 53a to 55a each have a circumferential length L of 1.068 mm or more and a maximum of 1.854 mm.
  • the mesh holes 53a are arranged such that the tops of adjacent ones 53a and 53a 'in the vertical direction in the figure are in the opposite direction to each other.
  • each mesh hole 53a since the circumferential length L of each mesh hole 53a is set to a specific length, the surface tension becomes small and it becomes difficult to form an oil film. Therefore, the same effects as those of the first embodiment can be obtained in this embodiment.
  • FIG. 9 shows the third embodiment, and the basic configuration is the same as the first embodiment, but the mesh holes 53a to 55a are formed in a hexagonal shape.
  • each of the filtration filters 53 to 55 is bent in a cylindrical shape by a thin metal plate of about 0.1 mm.
  • each of the mesh holes 53a to 55a formed by etching is formed in the same shape in a substantially regular hexagonal shape (honeycomb shape) in plan view.
  • Each mesh hole 53a to 55a has a circumferential length L of 1.068 mm or more and a maximum of 1.854 mm.
  • this embodiment also exhibits the same function and effect as the first embodiment, and also has a regular hexagonal honeycomb structure, so the strength of the entire filtration filters 53 to 55 is increased.
  • the valve timing control device is applied to the intake valve side, but is applied to the exhaust valve side. It is also possible.
  • the air of the hydraulic circuit 5 at the time of engine start flows from the respective advance operation chambers 10 into the respective retard operation chambers 9 through the clearances of the respective components. From this point, also when passing through the respective mesh holes 54a of the second filtration filter 54 through the retarded passage holes 17, it is possible to quickly discharge the air to the outside air since there is no formation of an oil film.
  • the thickness of the filtration filter it is possible to set the thickness of the filtration filter to be thicker or thinner than 0.1 mm.
  • each of the mesh holes 53a to 55a into a pentagon or an oval.
  • the circumferential length L is set within the range described above, and is set to such a size that one side of the contamination does not pass 2 mm or more.
  • valve timing control apparatus Although what applied the hydraulic control valve 26 to the valve timing control apparatus was shown in each embodiment, it is also possible to apply to other apparatuses other than a valve timing control apparatus.
  • a valve body having a cylindrical peripheral wall and an opening formed penetrating in the radial direction of the peripheral wall, and slidably disposed inside the peripheral wall, and according to the movement position It includes a spool valve for opening and closing the opening, and a filter having a plurality of mesh holes wound and disposed so as to cover the opening and having a circumferential length of one hole edge set to 1.07 mm or more.
  • the mesh holes have a size such that cubic foreign matter having a side of 2 mm can not pass through.
  • the thickness of the filter multiplied by the circumferential length of the mesh hole is 0.107 mm 2 or more.
  • the surface tension is affected by the surface area, and in this experiment, the filter thickness and width of 0.1 mm was used, so if the perimeter of the mesh hole is 1.07 mm or more, 0.107 mm 2 or more Become. This can reduce the surface tension.
  • the filter is formed of a metal plate as a substrate.
  • the mesh holes are formed in the metal plate by etching.
  • the filter is configured by forming the plurality of mesh holes in the metal plate.
  • each mesh hole is formed in a circular shape.
  • each mesh hole is formed in a triangle.
  • each mesh hole is formed in a hexagonal shape.
  • a plurality of the openings are provided in the peripheral wall, and the plurality of openings are arranged such that the filter covers the mesh holes.
  • a rotational force from a crankshaft is transmitted, and a housing having an operating chamber inside, and a housing rotatably fixed to the inside of the housing while fixed to the camshaft, the operating chamber
  • a vane rotor having vanes divided into a working chamber and a second working chamber, a phase changing mechanism for changing a relative rotational phase of the housing and the camshaft according to an engine operating condition, and provided between the housing and the vane rotor
  • a valve timing control apparatus for an internal combustion engine comprising: a lock mechanism;
  • the phase change mechanism is slidably disposed inside the peripheral wall, and has a valve body having a cylindrical peripheral wall and an opening formed penetrating in the radial direction of the peripheral wall. It includes a spool valve for opening and closing the opening, and a filter having a plurality of mesh holes wound and disposed so as to cover the opening and having a circumferential length of one hole edge set to 1.07 mm or more.
  • the hole diameter of the mesh hole is such a size that a cubic foreign substance having a side of 2 mm can not pass through.
  • the thickness of the filter multiplied by the circumferential length of the mesh hole is 0.107 mm 2 or more.

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Abstract

内燃機関のバルブタイミング制御装置において、位相変更機構３は、筒状の周壁と、周壁の径方向に貫通形成された供給ポート３２と遅角ポート３３及び進角ポート３４を有するバルブボディ２７と、周壁の内部に摺動可能に配置され、移動位置に応じて各ポートを開閉するスプール弁２８と、前記各ポートを覆うように巻き付け配置され、一つの孔縁の周長Ｌが１．０７ｍｍ以上で、かつ孔径Ｄが０．３４ｍｍ以上に設定された複数の円形状のメッシュ孔５３ａ～５５ａを有する濾過フィルタ５３～５５と、を備えている。　これによって、各メッシュ孔での油膜の発生を抑制して、不用意なロック解除の発生を抑制することができる。

Description

油圧制御弁と内燃機関のバルブタイミング制御装置
　本発明は、油圧制御弁と内燃機関のバルブタイミング制御装置に関する。
　自動車の内燃機関に設けられて、各種システムの作動源となるオイルの油通路を開閉制御や、オイルの流動方向の変更、流量や圧力を制御する手段としては、例えば、以下の特許文献1に記載された油圧制御弁が知られている。
　この油圧制御弁は、筒状のバルブボディの外周に、各ポートを通流するオイル内の異物を捕集する濾過フィルタが配置されている。この濾過フィルタは、基材として薄いステンレス鋼板が用いられ、両端部を除く大部分の箇所にいわゆるエッチング加工によって複数の微細孔であるメッシュ孔が形成されている。
特開２０１２－２４７０２１号公報
　ところで、内燃機関の吸気弁や排気弁の開閉タイミングを制御する油圧式のバルブタイミング制御装置にあっては、機関を長時間停止した後は、油圧回路内のオイルの一部がオイルパン内に戻されて、該油圧回路内に空気が溜まる状態になる。
　一方、このバルブタイミング制御装置に前述した油圧制御弁を適用した場合は、機関停止時に、オイルの表面張力によって前記各メッシュ孔に油膜が張り付いてしまう可能性がある。
　そして、機関始動時にオイルポンプから圧送されたオイルによって、前記油圧回路内の空気が遅角油圧室あるいは進角油圧室に押し出される。その後、空気は、クリアランスを介して他方の油圧室に入り、その油圧室から前記油圧制御弁へ戻されるが、この油圧制御弁では前記各メッシュ孔の油膜によって外部への排出が困難になる。
　したがって、この油圧回路内の圧縮空気は、ロック機構のロック解除用の受圧室に供給されてロックピンを不用意にロック穴から抜け出させて、ピンロック状態が解除されてしまうおそれがある。
　本発明の一つの目的は、各メッシュ孔での油膜の発生を抑制して、油圧制御弁内での空気の通流性を確保することにより、不用意なロック解除の発生を抑制し得る油圧制御弁を提供することにある。
　本発明の好ましい態様としては、とりわけ、バルブボディに有する開口部を覆うように巻き付け配置され、一つの孔縁の周長が１．０７ｍｍ以上に設定された複数のメッシュ孔を有するフィルタを備えたことを特徴としている。
　本発明の好ましい態様によれば、機関始動時における圧縮空気による不用意なロック解除の発生を抑制することができる。
本発明に係る油圧制御弁が適用された内燃機関のバルブタイミング制御装置の第１実施形態を示す全体構成図である。 本実施形態に供されるロック機構を示す図１のＡ－Ａ線断面図である。 本実施形態に供される油圧制御弁の分解斜視図である。 本実施形態に供される油圧制御弁の縦断面図である。 本実施形態に供される濾過フィルタが取り付けられたバルブボディを示す斜視図である。 同濾過フィルタのメッシュ孔を示す拡大図である。 本実施形態の実験した際のメッシュ孔の孔径と油膜形成孔数との関係を示す折れ線グラフである。 第２実施形態に供される濾過フィルタのメッシュ孔を示す拡大図である。 第３実施形態に供される濾過フィルタのメッシュ孔を示す拡大図である。
　以下、本発明に係る油圧制御弁を内燃機関のバルブタイミング制御装置に適用した実施形態を図面に基づいて説明する。
　図１は本発明に係る油圧制御弁が適用された内燃機関のバルブタイミング制御装置の全体構成図、図２は本実施形態に供されるロック機構を示す図１のＡ－Ａ線断面図である。
　バルブタイミング制御装置は、図１に示すように、駆動回転体であるタイミングスプロケット１と、タイミングスプロケット１に対して相対回転可能に設けられた吸気側のカムシャフト２と、タイミングスプロケット１とカムシャフト２の相対回転位相を変換する位相変更機構３と、該位相変更機構３を最遅角位相位置でロックさせるロック機構４と、位相変更機構３を作動させる油圧回路５と、を備えている。
　タイミングスプロケット１は、円盤状に形成されたスプロケット本体１ａと、このスプロケット本体１ａの外周に設けられ、図外のタイミングチェーンが巻回される歯車部１ｂと、スプロケット本体１ａの中央に貫通形成されて、カムシャフト２の一端部の外周に回転自在に支持される図外の軸受孔と、を有している。また、スプロケット本体１ａは、外周部の円周方向の４箇所に雌ねじが周方向の等間隔位置に形成されている。
　タイミングスプロケット１は、前記歯車部１ｂに巻回されたタイミングチェーンを介してクランクシャフトから回転力が伝達されるようになっている。
　また、このタイミングスプロケット１（スプロケット本体１ａ）は、後述するハウジング６の後端開口を、液密的に閉塞するリアカバーとして構成されている。
　なお、駆動回転体としては、タイミングベルトによって回転力が伝達されるタイミングプーリであっても良い。
　カムシャフト２は、図外のシリンダヘッド上に複数のカム軸受を介して回転自在に支持されている。カムシャフト２は、外周に図外の吸気弁をバルブスプリングのばね力に抗して開作動させる複数の卵型の回転カムが設けられている。また、カムシャフト２の一端部の内部軸心方向には、後述するカムボルト１３が挿入される挿入孔と、この挿入孔の先端側に形成されてカムボルト１３が螺着する雌ねじ孔とを有している。
　位相変更機構３は、内部に作動室が形成されたハウジング６と、カムシャフト２の一端部に後述するバルブボディ２７を介して軸方向から締結固定され、ハウジング６内に回転自在に収容されたベーンロータ７と、ハウジング６の作動室が仕切られた複数の（本実施形態ではそれぞれ４つの）第１作動室である遅角作動室９及び第２作動室である進角作動室１０と、を備えている。この各遅角作動室９と進角作動室１０は、後述するハウジング本体１１の内周面に突設された４つのシュー８とベーンロータ７のベーン１５ａ～１５ｄとによって仕切られている。
　ハウジング６は、例えば圧粉金属を焼結して成形されたいわゆる焼結金属材によって一体に形成された円筒状のハウジング本体１１と、プレス成形によって形成され、ハウジング本体１１の前端開口を閉塞するフロントカバー１２（図４参照）と、後端開口を閉塞するリアカバーとしてのタイミングスプロケット１（スプロケット本体１ａ）と、から構成されている。
　円筒状に形成されたハウジング本体１１は、内周面の周方向ほぼ等間隔位置に４つのシュー８が突設されている。この各シュー８の内部軸方向には、本実施形態では４本のボルト１３ａが挿入される４つのボルト挿入孔１１ａが貫通形成されている。
　フロントカバー１２は、中央に比較的大径な挿入孔（図示せず）が貫通形成されている。また、フロントカバー１２は、内周面１２ａの前記挿入孔及び該挿入孔よりも外側を除く部位とベーンロータ７の対向一側面との間のサイドクリアランスによって各遅角、進角作動室９，１０内をシールするようになっている。また、フロントカバー１２は、外周部の周方向４箇所に各ボルト１３ａが挿入される図外の４つのボルト挿通孔が貫通形成されている。
　タイミングスプロケット１とハウジング本体１１及びフロントカバー１２は、各ボルト挿入孔１１ａなどに挿入してタイミングスプロケット１の雌ねじに螺着する４本のボルト１３ａによって軸方向から結合されている。
　ベーンロータ７は、同じく焼結金属材によって一体に形成され、中央に位置するロータ部１４と、該ロータ部１４の外周面に円周方向のほぼ９０°等間隔位置に放射状に突設された４つのベーン１５ａ～１５ｄと、から構成されている。
　ロータ部１４は、比較的大径な円筒状に形成され、中央の内部軸方向にカムボルト１３が挿入するボルト挿入孔１４ａが貫通形成されており、前記カムボルト１３によってカムシャフト２の一端部に回転軸方向から固定されている。
　各ベーン１５ａ～１５ｄは、その径方向の突出長さが比較的短く形成されて、それぞれが各シュー８の間に配置されている。また、１つの第１ベーン１５ａ以外の３つの第２～第４ベーン１５ｂ～１５ｄは、円周方向の巾がほぼ同一に設定されて比較的薄肉に形成されている。第１ベーン１５ａは、周方向の幅が大きく形成されて内部にロック機構４の一部が設けられている。
　各ベーン１５ａ～１５ｄの外周面と各シュー８の先端には、それぞれハウジング本体１１の内周面や、ロータ部１４の外周面との間をシールするシール部材１６ａ、１６ｂがそれぞれ設けられている。
　また、ベーンロータ７は、図１に示す位置から遅角側(反時計方向)へ相対回転すると、第１ベーン１５ａの一側面が対向する前記一つのシュー８の対向側面８ａに当接して最大遅角側の回転位置が規制されるようになっている。また、進角側(時計方向)へ相対回転すると、同じく第１ベーン１５ａの他側面が対向する他のシュー８の対向側面８ｂに当接して最大進角側の回転位置が規制されるようになっている。
　各ベーン１５ａ～１５ｄの正逆回転方向の両側面と各シュー８の両側面との間には、前述した各遅角作動室９と各進角作動室１０が設けられている。各遅角作動室９と各進角作動室１０は、ロータ部１４の内部にほぼ径方向に沿って形成されたそれぞれ４つの遅角通路孔１７と進角通路孔１８を介して油圧回路５にそれぞれに連通している。
　ロック機構４は、ハウジング６に対してベーンロータ７を最遅角側の回転位置に保持するものである。
　すなわち、ロック機構４は、図１及び図２に示すように、タイミングスプロケット１の内側面の所定位置に穴構成部１９ａによって形成されたロック穴１９と、ベーンロータ７の第１ベーン１５ａの内部軸方向に貫通形成されたピン収容孔２０と、該ピン収容孔２０内に進退動自在に設けられ、截頭状の先端部２１ａがロック穴１９に抜き差しするロックピン２１と、該ロックピン２１をロック穴１９方向へ付勢するコイルスプリング２２と、ロック穴１９内に形成され、供給される油圧によってロックピン２１をコイルスプリング２２のばね力に抗してロック穴１９から後退移動させてロックを解除する第１解除用受圧室２３ａと、ロックピン２１の外周面に形成された段差面２１ｂとピン収容孔２０の内周面に形成された段差部２０ａとの間に形成された第２解除用受圧室２３ｂと、第１、第２解除用受圧室２３ａ、２３ｂに油圧を給排する第１，第２ロック通路２４ａ、２４ｂと、から主として構成されている。
　ロック穴１９は、穴構成部１９ａを介してロックピン２１の先端部２１ａの外径よりも大径な円錐状に形成されている。また、ロック穴１９は、スプロケット本体１ａの内側面のベーンロータ７の最遅角側の回転位置に対応した位置に形成されている。
　ロックピン２１は、先端部２１ａの先端面が第１解除用受圧室２３ａに供給された油圧を受け、あるいは段差面２１ｂが第２解除用受圧室２３ｂに供給された油圧を受ける。これらの油圧によって後退移動してロック穴１９から抜け出してロックが解除されるようになっている。第１解除用受圧室２３ａには、第１ロック通路２４ａを介して一つの遅角作動室９から油圧が供給されるようになっている。第２解除用受圧室２３ｂには、第２ロック通路２４ｂを介して一つの進角作動室１０から油圧が供給されるようになっている。
　また、ロックピン２１は、各受圧室２３ａ、２３ｂに油圧が供給されない場合は、コイルスプリング２２のばね力によって先端部２１ａがロック穴１９の内部に入る。これにより、ベーンロータ７をハウジング６に対してロックするようになっている。このロック位置は、前述したように、ハウジング６に対してベーンロータ７の最遅角側の回転位置となる。
　なお、ロックピン２１の後端側に形成された背圧室２０ｂは、第１ベーン１５ａの側端面とフロントカバー１２に貫通形成された空気抜き孔１２ｂ、１２ｃを介して外部に連通している。これによって、ロックピン２１の良好な摺動性を確保するようになっている。
　油圧回路５は、図１に示すように、吐出通路２５ａから図外の供給通路に作動油圧を吐出するオイルポンプ２５と、ロータ部１４の内部軸方向に設けられて、機関運転状態に応じて供給通路と排出通路４９に対して各遅角通路孔１７と各進角通路孔１８の流路を切り換える油圧制御弁２６と、を備えている。
　供給通路は、シリンダヘッドやカムシャフト２の軸受け部内に形成されて、上流部がオイルポンプ２５の吐出通路２５ａと連通していると共に、下流側が各遅角通路孔１７と各進角通路孔１８に連通している。
　オイルポンプ２５は、一般的な例えばベーンタイプあるいはトロコイドタイプのものが用いられている。
　図３は本実施形態に供される油圧制御弁２６の分解斜視図、図４は油圧制御弁２６の縦断面図、図５は油圧制御弁に供されるバルブボディの斜視図である。
　油圧制御弁２６は、図１、図３及び図４に示すように、金属材である例えばアルミニウム合金材からなる円筒状のバルブボディ２７と、該バルブボディ２７の内部軸方向に貫通形成された摺動用孔２７ａと、この摺動用孔２７ａ内に摺動可能に配置されたスプール弁２８と、該スプール弁２８を図４の右方向へ付勢するバルブスプリング２９と、スプール弁２８をバルブスプリング２９のばね力に抗して左方向へ押し出すソレノイド部３０と、から主として構成されている。
　バルブボディ２７は、図４にも示すように、例えばシリンダブロックに形成された円柱状の弁孔０１内に収容配置されている。また、バルブボディ２７は、一端部側の端壁２７ｂの中央に排出通路４９と連通するドレン孔３１が貫通形成されている。
　また、バルブボディ２７は、周壁の軸方向のほぼ中央位置にオイルポンプ２５の吐出通路２５ａに連通する開口部である供給ポート３２が径方向に沿って貫通形成されている。また、供給ポート３２のソレノイド部３０側の側部には、遅角通路孔１７に連通する開口部である遅角ポート３３が径方向に沿って貫通形成されている。さらに、端壁２７ｂ側の側部には、進角通路孔１８に連通する開口部である進角ポート３４が径方向に沿って貫通形成されている。また、供給ポート３２と遅角ポート３３及び進角ポート３４は、それぞれ外周側に３つの第１～第３グルーブ溝３２ａ、３３ａ、３４ａが形成されている。
　この第１～第３グルーブ溝３２ａ～３４ａは、バルブボディ２７の周壁をそれぞれ円環状に切り欠いて形成されている。したがって、各グルーブ溝３２ａ～３４ａの両側には、図５にも示すように、４つの円環状の突起部２７ｄ、２７ｅ、２７ｆ、２７ｇがそれぞれ形成されている。また、各グルーブ溝３２ａ～３４ａの環状底面には、各ポート３２～３４を避けて突出した矩形板状の突部３２ｂ、３３ｂ、３４ｂが設けられている。この各突部３２ｂ～３４ｂは、各グルーブ溝３２ａ～３４ａの環状底面の円周方向の同一の位置に設けられている。
　また、バルブボディ２７は、周壁のソレノイド部３０側の外周面に形成された円環状のシール溝に外周部が弁孔０１の内周面に弾接するオイルシール３５が嵌着固定されている。また、バルブボディ２７は、円筒状の後端周壁２７ｃの外端面内周側に形成された円環状の保持溝にシールリング３６が嵌着固定されている。
　スプール弁２８は、金属材である例えばアルミニウム合金材によって一体に形成されている。またスプール弁２８は、図３，図４に示すように、円筒状に形成されて、軸線の中央を軸直角方向に延びる径方向線Ｘを中心としてほぼ左右対称形状に形成されている。さらに、スプール弁２８は、内部軸方向にドレン孔３１と連通する油通路であるドレン通路２８ａが貫通形成されている。ここで、前述した「ほぼ対称形状」とは、円環状の第１、第２ランド部３８，３９の形状が互いに異なっているものも含む。
　このスプール弁２８は、中央の小径軸部３７の両端側にバルブボディ２７の摺動用孔２７ａの内周面に摺動して前記各ポート３２～３４の開口面積を可変にする円筒状の第１、第２ランド部３８，３９を有している。また、小径軸部３７の外周には、摺動用孔２７ａの内周面と協働して通路を構成する円筒状の環状溝３７ａが形成されている。さらに、両ランド部３８，３９の各外側部には、ドレン通路２８ａの両端に連通する第１、第２環状凹溝３８ａ、３９ａが形成されている。この各環状凹溝３８ａ、３９ａの底壁には、ドレン通路２８ａに連通する第１、第２連通孔３８ｂ、３９ｂが貫通形成されている。この第１、第２連通孔３８ｂ、３９ｂは、それぞれ十字状に貫通形成されてそれぞれ４つ設けられている。
　さらに、スプール弁２８は、各環状凹溝３８ａ、３９ａの軸方向の各外側に円環状の第１、第２ガイド部４０、４１を一体に有している。この両ガイド部４０，４１は、外径が各ランド部３８，３９と同一に設定されて、摺動用孔２７ａの内周面に摺動してスプール弁２８全体を案内するようになっている。
　第１ガイド部４０は、内部中実状の円盤状に形成されている。一方、第２ガイド部４１は、縦断面ほぼコ字形状に形成されていると共に、内部にドレン孔３１とドレン通路２８ａを連通する連通孔４１ａが貫通形成されている。また、この第２ガイド部４１の底面とバルブボディ２７の端壁２７ｂの底面との間には、バルブスプリング２９が僅かに圧縮状態で保持されている。このバルブスプリング２９のばね力によってスプール弁２８が、ソレノイド部３０方向に付勢されている。
　ソレノイド部３０は、図３、図４に示すように、磁性材からなる円筒状のケーシング４２と、該ケーシング４２の内周側にボビン４３ａを介して固定された円筒状のコイル４３と、ケーシング４２の外周面の軸方向のほぼ中央に溶接固定された磁性材のブラケット４４と、コイル４３の内周側に有底円筒状のキャップスリーブ４５を介して固定された固定鉄心である磁性材の円筒部４６と、該円筒部４６の先端側に有する磁性材の保持部材４７の内部に軸方向へ摺動可能な可動鉄心であるプランジャ４８と、から主として構成されている。
　ケーシング４２は、平板を円筒状に丸めて対向端部に有する図外の凹凸部を係合させて形状保持している。また、ケーシング４２は、軸方向の一端縁にバルブボディ２７に対してカシメ固定する４つの爪部４２ａが一体に設けられている。一方、他端縁にも、後述するコネクタ部５１に対してカシメ固定する４つの爪部４２ｂが一体に設けられている。ケーシング４２の後端部には、エンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）５０にハーネスを介して電気的に接続されるコネクタ部５１が設けられている。
　コイル４３は、ＥＣＵ５０から通電された制御電流によって消励磁されるようになっている。
　ブラケット４４は、油圧制御弁２６全体をシリンダブロックに固定するものであって、プレス成形によって一体に形成されて、矩形円弧状の基部４４ａと、該基部４４ａの外縁に一体に形成された固定用アーム４４ｂと、から構成されている。基部４４ａは、溶接によってケーシング４２の外周面に固定されている。固定用アーム４４ｂは、シリンダブロックに固定される図外のボルトが挿通されるボルト挿通孔４４ｃが貫通形成されている。
　キャップスリーブ４５は、ステンレス材によって薄肉円筒状に形成され、その軸方向の長さが円筒部４６と保持部材４７の一部を覆う長さに形成されている。また、キャップスリーブ４５は、段差径状に形成されて、円筒部４６を覆う有底状の小径部４５ａと、バルブボディ２７側に配置されて、保持部材４７の一部を覆う大径部４５ｂと、該大径部４５ｂの前端側に一体に設けられたフランジ部４５ｃと、から構成されている。
　また、このキャップスリーブ４５は、フランジ部４５ｃの内周面がボビン４３ａの前端面に圧接している。
　保持部材４７は、ほぼ円筒状の本体４７ａと、該本体４７ａのバルブボディ２７側の前端部に一体に設けられたフランジ部４７ｂと、を有している。また、保持部材４７は、内部軸方向にプランジャ４８を摺動案内するガイド孔４７ｃが貫通形成されている。
　フランジ部４７ｂは、前端面がバルブボディ２７に保持されたシールリング３６に軸方向から弾性的に当接しており、これによって、ガイド孔４７ｃ内がシールされるようになっている。
　また、フランジ部４７ｂの背面とキャップスリーブ４５のフランジ部４５ｃとの間には、オイルシール５２が挟持状態に配置されている。これによって、キャップスリーブ４５の内部がシールされている。
　プランジャ４８は、縦断面ほぼＴ字形状に形成され、円板部４８ａと、該円板部４８ａの一端面中央から突出したロッド部４８ｂと、を有している。また、プランジャ４８は、内部軸心方向に移動性を確保するための貫通孔４８ｃが貫通形成されている。また、プランジャ４８は、ロッド部４８ｂの先端縁がスプール弁２８の第１ガイド部４０の外面に軸方向から当接している。このプランジャ４８は、コイル４３への通電による円筒部４６などの励磁によってスプール弁２８をバルブスプリング２９のばね力に抗して図４中、左方向へ押圧移動させるようになっている。
　コネクタ部５１は、ケーシング４２の内部に挿入固定された筒状部５１ａと、該筒状部５１ａの後端から突出した雌コネクタ５１ｂと、を有している。筒状部５１ａ内に埋設された一対の図外の端子片の各一端部が、コイル４３に接続されている。一方、外部に露出した各他端部５１ｃが、ＥＣＵ５０側の雄コネクタの端子に接続されるようになっている。
　ＥＣＵ５０は、内部のコンピュータが図外のクランク角センサ（機関回転数検出）やエアーフローメータ、機関水温センサ、機関温度センサ、スロットルバルブ開度センサおよびカムシャフト２の現在の回転位相を検出するカム角センサなどの各種センサ類からの情報信号を入力して現在の機関運転状態を検出する。これによって、機関の駆動を制御している。また、ＥＣＵ５０は、前述したように、コイル４３に制御電流を出力、または通電を遮断してスプール弁２８の移動位置を制御し、各ポート３２～３４を選択的に切換制御するようになっている。
　すなわち、ソレノイド部３０は、ＥＣＵ５０の制御電流とバルブスプリング２９との相対的な圧力によって、スプール弁２８を前後軸方向の３つのポジジョンに移動させる。つまり、３つのポジションに移動させることによってバルブボディ２７の供給、遅角、進角ポート３２、３３、３４を相対的に連通あるいは遮断させる。また同時に、進角ポート３４あるいは遅角ポート３３をドレン孔３１とドレン通路２８ａに連通させる。さらに供給ポート３２に対して遅角ポート３３と進角ポート３４との連通を遮断するようになっている。
　そして、前述したバルブボディ２７の各グルーブ溝３２ａ～３４ａの環状底面には、図３～図５にも示すように、それぞれ濾過フィルタ５３、５４、５５が装着されている。
　この各濾過フィルタ５３～５５は、薄肉な例えばステンレス製の金属板材を丸めて円環状に形成されていると共に、外周部を除いた内側の部位に複数のメッシュ孔５３ａ～５５ａが形成されている。
　すなわち、各濾過フィルタ５３～５５は、それぞれ約０．１ｍｍの薄肉な細長いステンレス金属板材を折り曲げて同一形状の円環状に形成されている。また、各濾過フィルタ５３～５５のそれぞれの端末部５３ｂ～５５ｂは、外側へ膨出した断面矩形状に折曲形成されている。
　また、各濾過フィルタ５３～５５は、それぞれの幅長さＷが各グルーブ溝３２ａ～３４ａの幅長さよりも僅かに小さく形成されて、各グルーブ溝３２ａ～３４ａの環状底面全体を覆うように固定配置されている。つまり、供給ポート３２と遅角ポート３３及び進角ポート３４を覆うように配置固定されている。
　さらに、各濾過フィルタ５３～５５は、各端末部５３ｂ～５５ｂが前述した各グルーブ溝３２ａ～３４ａの突部３２ｂ、３３ｂ、３４ｂに被さって係合している。これによって、各濾過フィルタ５３～５５は、各グルーブ溝３２ａ～３４ａに対して円周方向の位置決めがされていると共に、バルブボディ２７に固定されている。なお、各濾過フィルタ５３～５５は、それぞれのバルブボディ２７の軸方向の位置決めが各突起部２７ｄ～２７ｇ間の対向両側面によって行われている。
　図６は濾過フィルタ５３～５５の各メッシュ孔５３ａ～５５ａの一部を示す拡大図である。
　複数のメッシュ孔５３ａ～５５ａは、いわゆるエッチング加工によって一つひとつが円形状に形成され、それぞれがほぼ同じ孔径Ｄであり、また、同じ孔縁の周長Ｌが特異な長さに設定されている。
　すなわち、メッシュ孔５３ａ、５４ａ、５５ａの孔径Ｄや孔縁の周長Ｌについては、本願の発明者が、表面張力による油膜の形成との関係で、表１及び図７に示すように、多くの実験の結果に基づいて規定したものである。
　表１はメッシュ孔の孔径Ｄ（ｍｍ）と周長Ｌ（ｍｍ）を変えることによって油膜が形成された孔数（個）を示している。
　図７は横軸のメッシュ孔の孔径Ｄに対して、縦軸に油膜が形成された数を示している。
　実験では、濾過フィルタを模擬した薄肉金属板の評価品単体を用い、その肉厚が０．１ｍｍのものを使用した。
　実験方法としては、評価品単体をオイルに３０秒間浸漬し、続いて、この評価品をオイルから取り出してメッシュ孔に圧力（エア）を加えた。その後、油膜が形成されているメッシュ孔の数を計測した。
　評価条件としては、油種を０Ｗ－２０のもの使用し、油温は常温（約２０℃）、メッシュ孔への圧力は５０ｋＰａであって、この圧力はロックピン２１がロック穴１９から抜け出てロックを解除する大きさに相当している。
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　以下では、評価品単体を濾過フィルタ５３とし、該濾過フィルタ５３の各メッシュ孔５３ａとして説明する。
　表１及び図７に示すように、メッシュ孔５３ａの孔径Ｄ（ｍｍ）を、０．２～０．５９まで１１種類の異なる大きさのものとし、孔縁の周長Ｌ（ｍｍ）を、孔径Ｄに対応して０．６２８～１．８５４の異なる大きさに設定した。
　そして、メッシュ孔５３ａのそれぞれ孔径Ｄと周長Ｌを異ならせた結果として、表１の最下段にメッシュ孔５３ａに表面張力によって油膜が形成された個数（油膜孔数）を示した。このメッシュ孔５３ａの実験で使用した個数は３０個とした。
　この表１と図７に示す実験結果をみると、メッシュ孔５３ａの孔径Ｄが０．２ｍｍ～０．３２ｍｍで、周長Ｌが０．６２８ｍｍ～１．００５ｍｍの大きさのものは、油膜形成個数が３０個～１７個になっていた。
　しかし、孔径Ｄが０．３４ｍｍ以上であって最大０．５９ｍｍまでと、周長Ｌが１．０６８ｍｍ以上であって最大１．８５４ｍｍになると、油膜の形成個数が０になっていた。
　この実験からすると、一つのメッシュ孔５３ａの少なくとも周長Ｌを、１．０６８ｍｍ以上に設定すれば、油膜が形成されずに常に開口状態が維持されることが分かった。つまり、一つのメッシュ孔５３ａでの表面張力が小さくなって油膜が形成されにくくなることが分かった。
　したがって、本実施形態では、一つのメッシュ孔５３ａの孔径Ｄは、０．３４ｍｍ以上で最大０．５９ｍｍの範囲内の大きさに設定されている。また、周長Ｌは、１．０６８ｍｍ以上で最大１．８５４ｍｍの範囲内の長さに設定されている。
　また、一つのメッシュ孔５３ａの孔径Ｄが、前述したように、０．３４ｍｍ以上で最大０．５９ｍｍまでの範囲内の大きさに設定されているが、この範囲の中で、さらに、一辺が２ｍｍの立方体の異物が通り抜けない大きさに設定されている。通常、オイルに混入された金属コンタミなどの異物は、約２ｍｍ以下の大きさでは、例えば油圧制御弁２６のスプール弁２８などの摺動にあまり大きな影響を与えないが、一辺が約２ｍｍ以上であると噛み込みなどによってスプール弁２８の作動に影響を与えるおそれある。
　そこで、本実施形態では、孔径Ｄと周長Ｌの長さを、油膜が形成されない大きさで、かつ、一辺が２ｍｍ以上の異物を通過させない大きさに設定されている。
　そして、本実施形態では、周長Ｌを１．０７ｍｍに設定したものである。周長Ｌのみを規定したのは、表面張力の関係で油膜の形成に最も影響を与えるのは周長Ｌだからである。
　なお、孔径Ｄが大きくなれば周長Ｌも大きくなるので、両者Ｄ，Ｌは比例関係になっていることから、孔径Ｄで特定することも可能である。
　また、今回の実験では、濾過フィルタ５３の肉厚寸法が０．１ｍｍのものを使用したので、メッシュ孔５３ａの周長１．０７ｍｍ以上であれば、濾過フィルタ５３の肉厚寸法にメッシュ孔５３ａの周長を乗算した値が０．１０７ｍｍ2以上になる。これによって、表面張力が小さくできる。したがって、各メッシュ孔５３ａでの油膜が形成され難くなる。
〔本実施形態のバルブタイミング制御装置の作動〕
　以下、本実施形態に供されるバルブタイミング制御装置の作動を簡単に説明する
　機関停止状態になると、オイルポンプ２５も停止されて吐出通路２５ａから作動油が供給されないと共に、ＥＣＵ５０からコイル４３への通電もなく非通電状態となる。
　したがって、スプール弁２８は、図４に示すように、バルブスプリング２９のばね力で最大右方向の第１ポジションの移動位置に保持されている。
　次に、機関が始動を開始すると、オイルポンプ２５も駆動して吐出通路２５ａに作動油を圧送する。吐出通路２５ａから供給通路内に流入した作動油は、油圧制御弁２６の第１グルーブ溝３２ａと第１濾過フィルタ５３を通って供給ポート３２からスプール弁２８の環状溝３７ａに流入する。ここから遅角ポート３３に流入して第２濾過フィルタ５４を通過して第２グルーブ溝３３ａに流入し、さらにここから各遅角通路孔１７内に流入して各遅角作動室９内に供給される。したがって、各遅角作動室９内の油圧が上昇する。
　同時に、スプール弁２８は、進角ポート３４を介して各進角通路孔１８と第２環状凹溝３９ａ及び第２連通孔３９ｂを連通した状態になっている。したがって、各進角作動室１０の作動油は、進角通路孔１８から第３濾過フィルタ５５と各進角ポート３４を通って第２環状凹溝３９ａから第２連通孔３９ｂに流入する。ここから、ドレン通路２８ａに流入してドレン孔３１からオイルパンＯＰ内に排出される。したがって、各進角作動室１０が低圧状態になる。
　このため、ベーンロータ７は、最遅角の相対回転位置に維持されている。したがって、吸気弁は、開閉タイミングが遅角側に制御された状態になる。これによって、機関の始動性が良好になる。
　また、この時点では、第１ロック通路２４ａを介して第１解除用受圧室２３ａに遅角作動室９と同じ油圧が供給されるが、クランキング初期の時点では第１解除用受圧室２３ａ内の油圧が上昇しない。このため、ロックピン２１は、先端部２１ａがロック穴１９内に入り込んでロックされた状態となる。したがって、カムシャフト２に発生する交番トルクによるベーンロータ７のばたつきなどを抑制することできる。
　その後、第１ロック通路２４ａを介して第１解除用受圧室２３ａに供給された油圧が高くなると、ロックピン２１が、コイルスプリング２２のばね力に抗して後退移動してロック穴１９とのロック状態が解除される。これによって、ベーンロータ７は、回転規制が解除されてフリーな状態になる。
　次に、機関運転状態の変化に伴って、ＥＣＵ５０からコイル４３への通電量が大きくなると、スプール弁２８は、プランジャ４８によって押し出されて、図４に示す状態から僅かに左方向へ移動する。
　この状態では、第１ランド部３８と第２ランド部３９によって遅角ポート３３と進角ポート３４が塞がれて（閉止されて）、各遅角作動室９や各進角作動室１０の作動油の供給あるいは排出が停止される。したがって、各遅角作動室９と各進角作動室１０内に作動油が保持された状態になる。
　したがって、吸気弁は、バルブタイミングが最遅角と最進角の間の中間位相位置に制御される。このため、例えば、定常運転時の機関回転の安定化と燃費の向上が図れる。
　さらに、コイル４３への通電量がさらに大きくなると、スプール弁２８は、図４中、さらに左方向へ移動する。この状態では、スプール弁２８の第１ランド部３８が遅角ポート３３を開いて、該遅角ポート３３と第１環状凹溝３８ａ及び第１連通孔３８ｂを連通させる。と同時に、スプール弁２８は、供給ポート３２と環状溝３７ａ及び進角ポート３４を連通させる。
　このため、各遅角作動室９内の作動油は、各遅角通路孔１７から遅角ポート３３を通って第１環状凹溝３８ａ、第１連通孔３８ｂに流入し、ここから、ドレン通路２８ａ及び各ドレン孔３１を通って速やかにオイルパンＯＰ内に排出される。
　同時に、オイルポンプ２５から圧送された作動油は、供給ポート３２から環状溝３７ａ及び進角ポート３４及び濾過フィルタ５５を通って各進角通路孔１８から各進角作動室１０に供給される。
　したがって、各遅角作動室９の内圧が低下する一方、各進角作動室１０の内圧が上昇する。
　よって、ベーンロータ７は、図１の実線位置から、時計方向へ回転して最大進角側へ相対回転する。これによって、吸気弁は、開閉タイミングが最進角位相になって排気弁とのバルブオーバーラップが大きくなり、吸気充填効率が高くなって機関の出力トルクの向上が図れる。
　そして、前述のように、機関の始動に伴ってオイルポンプ２５が作動して油圧が吐出通路２５ａに吐出されると、その油圧によって油圧回路５内に溜まった空気が、先に油圧制御弁２６を介して各遅角作動室９に流入する。その後、一つの遅角作動室９内の空気がロック機構４の第１ロック通路２４ａから第１解除用受圧室２３ａに流入する。しかし、この空気圧は大きくないのでロックピン２１をコイルスプリング２２のばね力に抗して後退移動させることはない。
　また、各遅角作動室９に流入した空気は、各部のクリアランスを通って各進角作動室１０に流入して各進角通路孔１８から油圧制御弁２６に戻される。
　ここで、第３濾過フィルタ５５の各メッシュ孔５５ａに油膜が形成されている場合は、ここを空気が通過できなくなることから、各進角通路孔１８及び各進角作動室１０内の圧力が上昇する。
　すなわち、前記実験結果で明らかなように、各メッシュ孔５５ａのそれぞれの孔径Ｄや周長Ｌの大きさが、表面張力によって油膜が形成される大きさ（孔径Ｄが０．２ｍｍ～０．３２ｍｍで、周長Ｌが０．６２８ｍｍ～１．００５ｍｍの大きさ）に設定されている場合には、各進角通路孔１８に流入した空気は、第３濾過フィルタ５５で通流が抑制されてしまう。
　このため、一つの進角作動室１０内の空気圧が、第２ロック通路２４ｂを通って第２解除用受圧室２３ｂに供給されてロックピン２１に高い空気圧が作用する。したがって、ロックピン２１は、コイルスプリング２２のばね力に抗して後退移動して先端部２１ａがロック穴１９から不用意に抜け出してしまうおそれがある。この結果、ベーンロータ７が、ばたつきを起こして異音が発生するおそれがある。
　特に、寒冷地における機関の冷機始動時などでは、オイル（潤滑油）の粘度が高くなっていることから、各メッシュ孔５３ａ（５４ａ、５５ａ）での表面張力が大きくなる。したがって、油膜が形成されやすくなる。
　これに対して、本実施形態では、前述したように、メッシュ孔５３ａの孔径Ｄと周長Ｌは、表面張力によって油膜が形成されない大きさに設定されている。このため、各進角作動室１０から各進角通路孔１８を通った空気は、第３濾過フィルタ５５のメッシュ孔５５ａで通流が阻止されることなく、ここを抵抗なく速やかに通過する。ここから、各進角ポート３４と第２環状凹溝３９ａ及び第２連通孔３９ｂを通ってドレン通路２８ａに流入し、ドレン孔３１から外気に速やかに排出される。
　したがって、第２解除用受圧室２３ｂには空気が流入することが抑制され、ロックピン２１がロック穴１９から不用意に抜け出すことを抑えられる。この結果、ベーンロータ７のばたつきや打音などの発生を十分に抑制することが可能になる。
　また、本実施形態では、濾過フィルタ５３～５５の各メッシュ孔５３ａ～５５ａが、円形状に形成されていることから、エッチング加工によって比較的容易に形成することが可能になる。また、円形状であるから、濾過フィルタ５３～５５の歩留まり性も良好になる。
〔第２実施形態〕
　図８は本発明の第２実施形態を示し、各濾過フィルタ５３～５５の各メッシュ孔５３ａ～５５ａが、それぞれほぼ正三角形状に形成されている。
　すなわち、各濾過フィルタ５３～５５は、第１実施形態と同じく、約０．１ｍｍの薄肉金属板材によって円筒状に折曲形成され、各メッシュ孔５３ａ～５５ａは、エッチング加工によって形成されている。
　各メッシュ孔５３ａ～５５ａは、その一つひとつが平面視ほぼ正三角形状に形成され、全てが同形状に形成されている。また、メッシュ孔５３ａ～５５ａは、それぞれの周長Ｌが１．０６８ｍｍ以上で最大１．８５４ｍｍに設定されている。
　さらに、各メッシュ孔５３ａは、図中上下方向で隣り合うもの同士５３ａと５３ａ’の頂部が互いに反対向きになるように並べられている。
　したがって、この実施形態によれば、各メッシュ孔５３ａの周長Ｌが特定の長さに設定されることから、表面張力が小さくなって油膜が形成され難くなる。よって、この実施形態も第１実施形態と同様な作用効果が得られる。
　また、この実施形態では、各メッシュ孔５３ａがそれぞれ反対向きに形成されていることから、薄肉金属材の加工時の歩留まり性が良好になる。このため、製造コストの低減化が図れる。
〔第３実施形態〕
　図９は第３実施形態を示し、基本構成は第１実施形態と同じであるが、各メッシュ孔５３ａ～５５ａの形状が六角形状に形成されている。
　すなわち、各濾過フィルタ５３～５５は、第１実施形態と同じく、約０．１ｍｍの薄肉金属板材によって円筒状に折曲形成されている。
　また、エッチング加工によって形成された各メッシュ孔５３ａ～５５ａは、その一つひとつが平面視ほぼ正六角形状（ハニカム形状）で全て同形状に形成されている。そして、各メッシュ孔５３ａ～５５ａは、それぞれの周長Ｌが１．０６８ｍｍ以上で最大１．８５４ｍｍに設定されている。
　したがって、この実施形態も、第１実施形態と同じ作用効果が奏せられると共に、正六角形のハニカム構造であることから、濾過フィルタ５３～５５全体の強度が高くなる。
　本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば、前述した各実施形態では、バルブタイミング制御装置を吸気弁側に適用したものを示したが、排気弁側に適用することも可能である。この場合、機関始動時の油圧回路５の空気は、各進角作動室１０から各部のクリアランスを通って各遅角作動室９に流入する。ここから、遅角通路孔１７を通って第２濾過フィルタ５４の各メッシュ孔５４ａを通過する際も、油膜の形成がないことから、空気を外気へ速やかに排出することが可能になる。
　また、例えば、濾過フィルタの肉厚を０．１ｍｍよりもさらに厚くあるいは薄く設定することも可能である。
　さらに、各メッシュ孔５３ａ～５５ａの形状を五角形あるいは楕円形などに形成することも可能である。この場合も周長Ｌは、前述の範囲内に設定すると共に、コンタミの一辺が２ｍｍ以上のものを通過させない大きさに設定する。
　また、各実施形態では、油圧制御弁２６をバルブタイミング制御装置に適用したものを示したが、バルブタイミング制御装置以外の他の機器類に適用することも可能である。
　以上説明した実施形態に基づく油圧制御弁としては、例えば、以下に述べる態様のものが考えられる。
　その一つの態様として、筒状の周壁と、前記周壁の径方向に貫通形成された開口部と、を有するバルブボディと、前記周壁の内部に摺動可能に配置され、移動位置に応じて前記開口部を開閉するスプール弁と、前記開口部を覆うように巻き付け配置され、一つの孔縁の周長が１．０７ｍｍ以上に設定された複数のメッシュ孔を有するフィルタと、を備えている。
　さらに好ましくは、前記メッシュ孔は、一辺が２ｍｍの立方体の異物が通り抜けない大きさである。
　さらに好ましくは、前記フィルタの肉厚寸法に前記メッシュ孔の周長を乗算した値が、０．１０７ｍｍ2以上である。
　表面張力は、表面積が影響し、今回の実験では、フィルタの肉厚幅長が０．１ｍｍのものを使用したので、メッシュ孔の周長１．０７ｍｍ以上であれば、０．１０７ｍｍ2以上になる。これによって、表面張力が小さくできる。
　さらに好ましくは、前記フィルタは、基材として金属板によって形成されている。
　さらに好ましくは、前記各メッシュ孔は、前記金属板にエッチング加工により形成した。
　さらに好ましくは、前記フィルタは、前記金属板に前記複数のメッシュ孔を形成することによって構成されている。
　さらに好ましくは、前記各メッシュ孔は、それぞれ円形状に形成されている。
　さらに好ましくは、前記各メッシュ孔は、それぞれ三角形に形成されている。
　さらに好ましくは、前記各メッシュ孔は、それぞれ六角形に形成されている。
　さらに好ましくは、前記開口部は、前記周壁に複数有し、該複数の開口部を前記フィルタがメッシュ孔を介して覆うように配置されている。
　別の好ましい態様としては、クランクシャフトからの回転力が伝達され、内部に作動室を有するハウジングと、前記ハウジングの内部に相対回転可能に配置されつつカムシャフトに固定され、前記作動室を第１作動室と第２作動室に仕切るベーンを有するベーンロータと、機関運転状態に応じて前記ハウジングとカムシャフトの相対回転位相を変更する位相変更機構と、前記ハウジングとベーンロータとの間に設けられて、前記作動室の内部圧力が所定より低い場合は、前記ハウジングとベーンロータの相対回転を規制し、前記作動室の内部圧力が所定よりも高い場合は、前記ハウジングとベーンロータとの相対回転規制を解除するロック機構と、を備えた内燃機関のバルブタイミング制御装置であって、
　前記位相変更機構は、筒状の周壁と、前記周壁の径方向に貫通形成された開口部と、を有するバルブボディと、前記周壁の内部に摺動可能に配置され、移動位置に応じて前記開口部を開閉するスプール弁と、前記開口部を覆うように巻き付け配置され、一つの孔縁の周長が１．０７ｍｍ以上に設定された複数のメッシュ孔を有するフィルタと、を備えている。
　さらに好ましくは、前記メッシュ孔の孔径は、一辺が２ｍｍの立方体の異物が通り抜けない大きさである。
　さらに好ましくは、前記フィルタの肉厚寸法に前記メッシュ孔の周長を乗算した値が、０．１０７ｍｍ2以上である。

Claims (13)

  1. 　筒状の周壁と、前記周壁の径方向に貫通形成された開口部と、を有するバルブボディと、
    　前記周壁の内部に摺動可能に配置され、移動位置に応じて前記開口部を開閉するスプール弁と、
    　前記開口部を覆うように巻き付け配置され、一つの孔縁の周長が１．０７ｍｍ以上に設定された複数のメッシュ孔を有するフィルタと、
    　を備えたことを特徴とする内燃機関の油圧制御弁。
  2. 　請求項１に記載の内燃機関の油圧制御弁であって、
    　前記メッシュ孔は、一辺が２ｍｍの立方体の異物が通り抜けない大きさであることを特徴とする内燃機関の油圧制御弁。
  3. 　請求項２に記載の内燃機関の油圧制御弁であって、
    　前記フィルタの肉厚寸法に前記メッシュ孔の周長を乗算した値が、０．１０７ｍｍ2以上であることを特徴とする内燃機関の油圧制御弁。
  4. 　請求項１に記載の内燃機関の油圧制御弁であって、
    　前記フィルタは、基材として金属板によって形成されていることを特徴とする内燃機関の油圧制御弁。
  5. 　請求項１に記載の内燃機関の油圧制御弁であって、
    　前記各メッシュ孔は、前記金属板にエッチング加工により形成したことを特徴とする内燃機関の油圧制御弁。
  6. 　請求項４に記載の内燃機関の油圧制御弁であって、
    　前記フィルタは、前記金属板に前記複数のメッシュ孔を形成することによって構成されていることを特徴とする内燃機関の油圧制御弁。
  7. 　請求項１に記載の内燃機関の油圧制御弁であって、
    　前記各メッシュ孔は、それぞれ円形状に形成されていることを特徴とする内燃機関の油圧制御弁。
  8. 　請求項１に記載の内燃機関の油圧制御弁であって、
    　前記各メッシュ孔は、それぞれ三角形に形成されていることを特徴とする内燃機関の油圧制御弁。
  9. 　請求項１に記載の内燃機関の油圧制御弁であって、
    　前記各メッシュ孔は、それぞれ六角形に形成されていることを特徴とする内燃機関の油圧制御弁。
  10. 　請求項３に記載の内燃機関の油圧制御弁であって、
    　前記開口部は、前記周壁に複数有し、該複数の開口部を前記フィルタがメッシュ孔を介して覆うように配置されていることを特徴とする内燃機関の油圧制御弁。
  11. 　クランクシャフトからの回転力が伝達され、内部に作動室を有するハウジングと、
    　前記ハウジングの内部に相対回転可能に配置されつつカムシャフトに固定され、前記作動室を第１作動室と第２作動室に仕切るベーンを有するベーンロータと、
    　機関運転状態に応じて前記ハウジングとカムシャフトの相対回転位相を変更する位相変更機構と、
    　前記ハウジングとベーンロータとの間に設けられて、前記作動室の内部圧力が所定より低い場合は、前記ハウジングとベーンロータの相対回転を規制し、前記作動室の内部圧力が所定よりも高い場合は、前記ハウジングとベーンロータとの相対回転規制を解除するロック機構と、
    　を備えた内燃機関のバルブタイミング制御装置であって、
    　前記位相変更機構は、
    　筒状の周壁と、前記周壁の径方向に貫通形成された開口部と、を有するバルブボディと、
    　前記周壁の内部に摺動可能に配置され、移動位置に応じて前記開口部を開閉するスプール弁と、
    　前記開口部を覆うように巻き付け配置され、一つの孔縁の周長が１．０７ｍｍ以上に設定された複数のメッシュ孔を有するフィルタと、
    　を備えたことを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。
  12. 　請求項１１に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置であって、
    　前記メッシュ孔の孔径は、一辺が２ｍｍの立方体の異物が通り抜けない大きさであることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。
  13. 　請求項１２に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置であって、
    　前記フィルタの肉厚寸法に前記メッシュ孔の周長を乗算した値が、０．１０７ｍｍ2以上であることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。
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