JP2008038669A - Valve timing control device for internal combustion engine - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To achieve a stabler valve timing control that is not affected by the viscosity of operating fluid although the control structure is more simplified. <P>SOLUTION: A first hydraulic control valve 210 and a second hydraulic control valve 220 having overlap lengths different from each other are previously prepared. The overlap lengths are lengths of zones defined by closing communication ports by valve elements. The hydraulic control valves 210, 220 are selectively used depending on the viscosity of the operating fluid in each case. Therefore, not only calculation load applied during driving control of the hydraulic control valves but also physical restriction of the hydraulic control valves are reduced, so that it is possible to realize the stabler valve timing control not affected by the viscosity of the operating fluid. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、油圧制御弁を通じて可変バルブタイミング機構に供給される作動油量を調量して機関バルブのバルブタイミングを制御する内燃機関のバルブタイミング制御装置に関する。   The present invention relates to a valve timing control device for an internal combustion engine that controls the valve timing of an engine valve by adjusting the amount of hydraulic oil supplied to a variable valve timing mechanism through a hydraulic control valve.

車両の内燃機関においては、燃焼室に臨む各ポートを開閉する吸気バルブや排気バルブといった機関バルブが出力軸であるクランクシャフトの回転と連動するカムシャフトに設けられたカムによって開閉駆動される。そして近年は周知のように、このカムのクランクシャフトに対する位相を変化させることでそれら機関バルブのバルブタイミング、すなわちバルブ開閉タイミングを変化させる技術が知られている。図８、図９に、こうしたバルブタイミング制御装置についてその概要を示す。   In an internal combustion engine of a vehicle, an engine valve such as an intake valve or an exhaust valve that opens and closes each port facing a combustion chamber is driven to open and close by a cam provided on a camshaft that is interlocked with the rotation of a crankshaft as an output shaft. In recent years, as is well known, a technique for changing the valve timing of these engine valves, that is, the valve opening / closing timing by changing the phase of the cam with respect to the crankshaft is known. 8 and 9 show an outline of such a valve timing control device.

まずは図８に示されるように、こうしたバルブタイミング制御装置においては、クランクシャフト１に駆動連結された可変バルブタイミング機構１０のハウジングの内部にカムシャフト２Ａが設けられており、このカムシャフト２Ａの先端に可変バルブタイミング機構１０の内部ロータがボルト等により固定されて設けられている。具体的には、図９に示されるように、この内部ロータ１１は、その外周に突出形成されたベーン１２がハウジング１３の内部の空間を進角側油圧室Ｒ１と遅角側油圧室Ｒ２とに区画している。また、これら各油圧室Ｒ１，Ｒ２には作動油が充填され、この作動油の油圧により内部ロータ１１、および同内部ロータ１１が固定されたカムシャフト２Ａの上記クランクシャフト１（図８）に対する相対回転位相が可変とされる。また、各油圧室Ｒ１，Ｒ２に充填される作動油の量は機関運転状況に応じて増減されるように油圧制御弁２０を通じて制御される。   First, as shown in FIG. 8, in such a valve timing control device, a camshaft 2A is provided inside a housing of a variable valve timing mechanism 10 that is drivingly connected to the crankshaft 1, and the tip of the camshaft 2A is provided. An internal rotor of the variable valve timing mechanism 10 is fixed by a bolt or the like. Specifically, as shown in FIG. 9, the inner rotor 11 is configured such that the vane 12 that protrudes from the outer periphery of the inner rotor 11 passes through the space inside the housing 13 through the advance side hydraulic chamber R1 and the retard side hydraulic chamber R2. It is divided into. The hydraulic chambers R1 and R2 are filled with hydraulic oil, and the internal rotor 11 and the camshaft 2A to which the internal rotor 11 is fixed are relative to the crankshaft 1 (FIG. 8) by the hydraulic pressure of the hydraulic oil. The rotational phase is variable. Further, the amount of hydraulic oil filled in each of the hydraulic chambers R1 and R2 is controlled through the hydraulic control valve 20 so as to be increased or decreased according to the engine operating condition.

一方、図８では便宜上、上記カムシャフト２Ａの上方に図示している油圧制御弁２０は、その具体的構造を図９に示すように、筒状のスリーブ２１内部に設けられたスプール２２をソレノイド２３により駆動することにより上記作動油の流量を調量する構造となっている。このスリーブ２１には、オイルポンプＯＰから作動油を導入するための供給ポートＰｓと、上記各油圧室Ｒ１，Ｒ２にそれぞれ接続された進角および遅角側連絡ポートＰａ，Ｐｂと、オイルパン３０に連通された排出ポートＰｄとが形成されている。また、スプール２２は円柱状の弁体Ｖａ，Ｖｂを有する串状をなし、スプリング２４による付勢力とこれに抗する態様でのソレノイド２３への通電によってスリーブ２１の内周に沿って軸方向へ往復運動可能に設けられている。なお、先の図８において、符号３，４はそれぞれ吸気バルブや排気バルブからなる機関バルブ、符号５は当該機関のシリンダ内を往復運動するピストンである。また、符号６は上記クランクシャフト１の回転速度（角度）を検出するクランク角センサ、符号７は上記カムシャフト２Ａの回転速度（角度）を検出するカム角センサであり、電子制御装置１００では、これらセンサ６，７を通じて取り込まれる角度信号に基づいて上記油圧制御弁２０の駆動をフィードバック制御することとなる。またここで、上記カムシャフト２Ａは吸気バルブ３側のカムシャフト（吸気カムシャフト）であり、排気バルブ４に対応しては別途のカムシャフト（排気カムシャフト）２Ｂが設けられている。すなわち、ここでの例において、バルブタイミング制御装置は、クランクシャフト１と吸気カムシャフト２Ａとの間の相対回転位相を制御する装置として構成されている。   On the other hand, in FIG. 8, for convenience, the hydraulic control valve 20 shown above the camshaft 2A has a spool 22 provided in the cylindrical sleeve 21 as a solenoid, as shown in FIG. 23, the flow rate of the hydraulic oil is adjusted. The sleeve 21 includes a supply port Ps for introducing hydraulic oil from the oil pump OP, advance and retard side connection ports Pa and Pb connected to the hydraulic chambers R1 and R2, and an oil pan 30. And a discharge port Pd communicated with each other. Further, the spool 22 has a skewer shape having cylindrical valve bodies Va and Vb, and is axially along the inner periphery of the sleeve 21 by the urging force of the spring 24 and energization of the solenoid 23 in a mode against the urging force. It is provided so that it can reciprocate. In FIG. 8, reference numerals 3 and 4 are engine valves each composed of an intake valve and an exhaust valve, and reference numeral 5 is a piston that reciprocates in a cylinder of the engine. Reference numeral 6 denotes a crank angle sensor for detecting the rotational speed (angle) of the crankshaft 1, and reference numeral 7 denotes a cam angle sensor for detecting the rotational speed (angle) of the camshaft 2 </ b> A. The drive of the hydraulic control valve 20 is feedback-controlled based on the angle signals taken through these sensors 6 and 7. The camshaft 2A is a camshaft (intake camshaft) on the intake valve 3 side, and a separate camshaft (exhaust camshaft) 2B is provided corresponding to the exhaust valve 4. That is, in the example here, the valve timing control device is configured as a device that controls the relative rotational phase between the crankshaft 1 and the intake camshaft 2A.

ところで、このようなバルブタイミング制御装置にあっては、作動油を媒体として上述したバルブタイミング（進角、遅角）を制御するものであることから、この作動油自体の特性の変化、特に粘度の変化等は、その制御精度や安定性に大きな影響を及ぼす要因となる。ちなみに、温間時等、作動油の粘度が低い状態では、油圧制御弁２０の駆動に対する応答性も高く維持されるが、冷間時等、作動油の粘度が高い状態では、同油圧制御弁２０の駆動に対して所望とされる応答性が得られず、安定したバルブタイミング制御が困難となることがある。   By the way, in such a valve timing control device, the above-described valve timing (advance angle, retard angle) is controlled using hydraulic oil as a medium. Such a change is a factor that greatly affects the control accuracy and stability. Incidentally, when the viscosity of the hydraulic oil is low, such as when it is warm, the responsiveness to the drive of the hydraulic control valve 20 is maintained high. However, when the viscosity of the hydraulic oil is high, such as when it is cold, the hydraulic control valve The desired response to the driving of 20 cannot be obtained, and stable valve timing control may be difficult.

そこで従来は、例えば特許文献１や特許文献２に見られるように、推定される作動油の粘度に応じて油圧制御弁２０の駆動態様を補正する等の技術が提案されるに至っている。このように、作動油の粘度に応じて上記不都合が改善される態様にて油圧制御弁２０の駆動を制御、補正することで、バルブタイミング制御装置としての上記作動油の粘度に起因する各種不都合も抑制され、その制御性も大きく改善されるようになる。
特開２００２−１１５５６９号公報 特開２００４−９２５９３号公報 Therefore, conventionally, as seen in, for example, Patent Document 1 and Patent Document 2, techniques such as correcting the driving mode of the hydraulic control valve 20 in accordance with the estimated viscosity of the hydraulic oil have been proposed. As described above, various disadvantages due to the viscosity of the hydraulic oil as a valve timing control device are obtained by controlling and correcting the drive of the hydraulic control valve 20 in a manner in which the above disadvantage is improved according to the viscosity of the hydraulic oil. And controllability is greatly improved.
JP 2002-115569 A JP 2004-92593 A

このように、バルブタイミング（進角、遅角）を制御する作動油の粘度に応じて油圧制御弁２０の駆動態様を補正することとすれば、確かにその制御性も改善されるようにはなる。ただし、油圧制御弁２０の駆動態様を補正するとはいえ、その補正自体、電子制御装置１００にとっては多くの演算負荷を必要とするものであり、特に上述したバルブタイミング制御に限らず、内燃機関としての運転全般を統括制御する電子制御装置にとっては、このような演算負荷も無視できないものとなる。   As described above, if the drive mode of the hydraulic control valve 20 is corrected in accordance with the viscosity of the hydraulic oil that controls the valve timing (advance angle, retard angle), the controllability is surely improved. Become. However, although the drive mode of the hydraulic control valve 20 is corrected, the correction itself requires a large calculation load for the electronic control device 100, and is not limited to the valve timing control described above, and is not limited to the internal combustion engine. Such a calculation load cannot be ignored for an electronic control unit that performs overall control of the operation.

また、上記油圧制御弁２０自体、進角および遅角側連絡ポートＰａ，Ｐｂの間に閉塞領域を備える構造となっていることから、例えば作動油の粘度が高い状態において進角、遅角間の切り替えを迅速に行うべくそのスプール２２の移動速度を高める補正を行ったとしても、それによって改善される応答性にも自ずと限界がある。すなわち、油圧制御弁２０自体の物理的な構造による制約も無視できないものとなっている。   Further, since the hydraulic control valve 20 itself has a structure including a closed region between the advance and retard side communication ports Pa and Pb, for example, between the advance and retard angles in a state where the viscosity of the hydraulic oil is high. Even if correction for increasing the moving speed of the spool 22 is performed in order to perform switching quickly, there is a limit to the responsiveness improved thereby. In other words, restrictions due to the physical structure of the hydraulic control valve 20 itself cannot be ignored.

本発明は、上記実情に鑑みてなされたものであり、その目的は、より簡易な制御構造でありながら、作動油の粘度に影響されない、より安定したバルブタイミング制御を可能とする内燃機関のバルブタイミング制御装置を提供することにある。   The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a valve for an internal combustion engine that enables a more stable valve timing control that is not influenced by the viscosity of hydraulic oil, while having a simpler control structure. It is to provide a timing control device.

以下、上記課題を解決するための手段及びその作用効果について記載する。
請求項１に記載の発明は、内燃機関のクランクシャフトと該クランクシャフトに駆動連結されるカムシャフトとの間に介在されてそれらクランクシャフトとカムシャフトとの相対回転位相を変位せしめることにより機関バルブの開閉タイミングを可変とする可変バルブタイミング機構と、この可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室にそれぞれ接続される進角側連絡ポートおよび遅角側連絡ポートおよびこれら各連絡ポートとの間で作動油の給排を行う給排ポートを有して前記クランクシャフトとカムシャフトとの相対回転位相の変位に際し可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室の間での作動油の給排量を調量する油圧制御機構とを備える内燃機関のバルブタイミング制御装置において、前記油圧制御機構は、前記進角側連絡ポートおよび前記遅角側連絡ポートをそれぞれ開閉すべく連動して移動する弁体によってそれら各連絡ポートが共に塞がれる区間の長さであるオーバーラップ長の異なる複数の弁機構を含み、それら複数の弁機構が前記作動油の粘度の変化に応じて切替使用されることを要旨とする。 Hereinafter, means for solving the above-described problems and the effects thereof will be described.
According to a first aspect of the present invention, an engine valve is interposed between a crankshaft of an internal combustion engine and a camshaft that is drivingly connected to the crankshaft to displace a relative rotational phase between the crankshaft and the camshaft. Variable valve timing mechanism that makes the opening / closing timing of the valve variable, the advance side communication port and the retard side communication port that are connected to the advance side hydraulic chamber and the retard side hydraulic chamber of the variable valve timing mechanism, respectively A supply / discharge port for supplying and discharging hydraulic oil to / from the port, and the displacement of the advance side hydraulic chamber and the retard side hydraulic chamber of the variable valve timing mechanism when the relative rotational phase of the crankshaft and the camshaft is displaced. In a valve timing control device for an internal combustion engine, comprising a hydraulic control mechanism that adjusts the supply and discharge amount of hydraulic oil between The control mechanism has different overlap lengths, which are the lengths of sections in which the communication ports are closed together by valve bodies that move in conjunction with each other to open and close the advance side communication port and the retard side communication port. The gist is that a plurality of valve mechanisms are included, and the plurality of valve mechanisms are switched and used in accordance with a change in the viscosity of the hydraulic oil.

前述のように、作動油の粘度の変化はバルブタイミング制御の制御精度にも大きく影響する。ただし、こうした作動油の粘度の変化に応じて油圧制御弁の駆動態様を補正しようとすればその演算負荷が無視できず、また、特に作動油の粘度が高い状態では、応答性の面で、油圧制御弁自体の物理的な構造による制約が無視できないことも前述した。この点、同構成によるように、弁体によって各連絡ポートが共に塞がれる区間の長さであるオーバーラップ長が異なる複数の弁機構を予め用意し、作動油のその都度の粘度に応じてそれら各弁機構を使い分けることとすれば、油圧制御機構の駆動制御にかかる演算負荷の軽減はもとより、油圧制御機構としての物理的な制約も軽減され、作動油の粘度に影響されないより安定したバルブタイミング制御が実現されるようになる。なお、それら弁機構の使い分けに際し、作動油の粘度が高いほど上記オーバーラップ長の短い弁機構が選択されることは言うまでもない。   As described above, the change in the viscosity of the hydraulic oil greatly affects the control accuracy of the valve timing control. However, if it is attempted to correct the drive mode of the hydraulic control valve according to the change in the viscosity of the hydraulic oil, the calculation load cannot be ignored, and particularly in a state where the viscosity of the hydraulic oil is high, in terms of responsiveness, It was also mentioned above that restrictions due to the physical structure of the hydraulic control valve itself cannot be ignored. In this regard, as in the same configuration, a plurality of valve mechanisms having different overlap lengths, which are the lengths of the sections in which the connection ports are blocked together by the valve body, are prepared in advance, according to the respective viscosity of the hydraulic oil. If these valve mechanisms are used separately, not only will the computational load on the drive control of the hydraulic control mechanism be reduced, but also the physical restrictions as the hydraulic control mechanism will be reduced, and a more stable valve that will not be affected by the viscosity of the hydraulic oil Timing control is realized. Needless to say, when using these valve mechanisms, the valve mechanism having a shorter overlap length is selected as the viscosity of the hydraulic oil is higher.

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、前記油圧制御機構は、前記各連絡ポートが共に塞がれる区間の長さであるオーバーラップ長の異なる複数の弁機構として、前記各連絡ポートと前記給排ポートとが閉塞領域を経て切り替えられる第１の油圧制御弁と、前記各連絡ポートと前記給排ポートとが閉塞領域を経ずに切り替えられる第２の油圧制御弁とを備えるとともに、第２の油圧制御弁の各連絡ポートおよび給排ポートのいずれか一方には、それらポートへの作動油の流通を遮断／許可する切替弁が設けられ、前記作動油の粘度が低い期間は、前記切替弁が遮断状態に制御されるとともに、前記第１の油圧制御弁によって前記可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室の間での作動油の給排が制御され、前記作動油の粘度が高い期間は、前記第１の油圧制御弁が前記閉塞領域に、且つ前記切替弁が流通許可状態にそれぞれ制御されるとともに、前記第２の油圧制御弁によって前記可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室の間での作動油の給排が制御されることを要旨とする。   According to a second aspect of the present invention, in the valve timing control device for an internal combustion engine according to the first aspect, the hydraulic pressure control mechanism has a different overlap length which is a length of a section in which the communication ports are closed together. As the plurality of valve mechanisms, the first hydraulic control valve in which the communication ports and the supply / discharge ports are switched through a closed region, and the communication ports and the supply / discharge ports are switched without passing through a closed region. And a switching valve for shutting off / permitting the flow of hydraulic oil to these ports is provided at either one of the communication port and the supply / discharge port of the second hydraulic control valve. During the period when the viscosity of the hydraulic oil is low, the switching valve is controlled to be shut off, and the advance hydraulic chamber and the retard hydraulic in the variable valve timing mechanism are controlled by the first hydraulic control valve. In the period when the hydraulic fluid is controlled to be supplied and discharged and the viscosity of the hydraulic oil is high, the first hydraulic control valve is controlled in the closed region and the switching valve is controlled in the flow permitted state. The gist of the invention is that the second hydraulic control valve controls the supply and discharge of hydraulic fluid between the advance side hydraulic chamber and the retard side hydraulic chamber of the variable valve timing mechanism.

同構成によれば、機関暖機状態など作動油の粘度が低い期間は、第１の油圧制御弁を通じて可変バルブタイミング機構における各油圧室との間での作動油の給排が制御される。こうして作動油の粘度が低いときには作動油自体の流速が高く、こうした作動油の給排に関する制御の応答性も高まっていることから、この第１の油圧制御弁としては、各連絡ポートと前記給排ポートとの間に閉塞領域を有し、この閉塞領域を経て作動油の給排が切り替えられる構造であることが有効である。すなわち、弁機構の切り替え状態が閉塞領域にある間は、各連絡ポートを通じた作動油の給排は停止されるため、例えば目標とするバルブタイミングに収束させるために進遅角両側の油圧室に対して交互に作動油の給排を制御するときなどに、制御毎に油量が急変して制御の安定性が損なわれるいわゆるハンチング等が発生する事態を抑制することができるようになる。なお、この間、第２の油圧制御弁を通じた可変バルブタイミング機構への作動油の流通は上記切替弁によって遮断されているため、第２の油圧制御弁を通じて可変バルブタイミング機構に対する作動油の給排態様が変化することはない。一方、機関の冷間始動時など、作動油の粘性が高くなっている期間は、第２の油圧制御弁を通じて各油圧室との間での作動油の給排が制御される。こうして作動油の粘度が高いときには作動油自体の流速が低下して、作動油の給排制御に対する応答性も低下する。ただし、この第２の油圧制御弁は上述のように、上記各連絡ポートと給排ポートとが閉塞領域を経ずに切り替えられる構造となっていることから、たとえ作動油の粘度が高い場合であれ、その制御性は物理的に改善されるようになる。しかも、このように作動油の粘度が高い場合には、上述のように目標とするバルブタイミングに収束させるべく可変バルブタイミング機構の進遅角両側の油圧室に対して交互に作動油の給排を制御する場合であっても、同作動油は高い粘度が逆に功を奏して、上述したハンチング等も生じにくい。このようにバルブタイミング制御装置としての同構成によれば、作動油の粘度に影響されない、より安定したバルブタイミング制御が実現されるようになる。   According to this configuration, during a period in which the hydraulic oil has a low viscosity such as an engine warm-up state, supply and discharge of the hydraulic oil to and from each hydraulic chamber in the variable valve timing mechanism is controlled through the first hydraulic control valve. Thus, when the viscosity of the hydraulic oil is low, the flow rate of the hydraulic oil itself is high, and the control responsiveness relating to the supply and discharge of the hydraulic oil is also increased. Therefore, the first hydraulic control valve includes each communication port and the supply port. It is effective to have a closed region between the exhaust port and the structure in which the supply and discharge of hydraulic oil can be switched through this closed region. That is, while the switching state of the valve mechanism is in the closed region, the supply and discharge of hydraulic fluid through each communication port is stopped, so that, for example, in the hydraulic chambers on both sides of the advance / retard angle to converge to the target valve timing. On the other hand, when the supply / discharge of hydraulic oil is controlled alternately, it is possible to suppress the occurrence of so-called hunting or the like in which the oil amount changes suddenly for each control and the stability of the control is impaired. During this time, the flow of hydraulic oil to the variable valve timing mechanism through the second hydraulic control valve is blocked by the switching valve, so that the hydraulic oil is supplied to and discharged from the variable valve timing mechanism through the second hydraulic control valve. The aspect does not change. On the other hand, during the period when the hydraulic oil is high, such as when the engine is cold-started, the supply and discharge of the hydraulic oil to and from each hydraulic chamber is controlled through the second hydraulic control valve. Thus, when the viscosity of the hydraulic oil is high, the flow rate of the hydraulic oil itself is lowered, and the response to the hydraulic oil supply / discharge control is also lowered. However, as described above, the second hydraulic control valve has a structure in which the connection port and the supply / discharge port can be switched without passing through the closed region. Anyway, its controllability is physically improved. In addition, when the viscosity of the hydraulic fluid is high as described above, the hydraulic fluid is alternately supplied to and discharged from the hydraulic chambers on both sides of the advance / delay angle of the variable valve timing mechanism so as to converge to the target valve timing as described above. Even in the case of controlling the hydraulic oil, the high viscosity of the hydraulic oil works on the contrary, and the above-described hunting or the like hardly occurs. Thus, according to the same configuration as the valve timing control device, more stable valve timing control that is not affected by the viscosity of the hydraulic oil is realized.

請求項３に記載の発明は、請求項１に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、前記油圧制御機構は、前記各連絡ポートが共に塞がれる区間の長さであるオーバーラップ長の異なる複数の弁機構として、前記各連絡ポートと前記給排ポートとが閉塞領域を経て切り替えられる第１の油圧制御弁と、この第１の油圧制御弁と一体化されたスプール弁を有して前記各連絡ポートと前記給排ポートとが閉塞領域を経ずに切り替えられる第２の油圧制御弁とを備えるとともに、第２の油圧制御弁の各連絡ポートおよび給排ポートのいずれか一方には、それらポートへの作動油の流通を遮断／許可する切替弁が設けられ、前記作動油の粘度が低い期間は、前記切替弁が遮断状態に制御されるとともに、前記第１の油圧制御弁によって前記可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室の間での作動油の給排が制御され、前記作動油の粘度が高い期間は、前記切替弁が流通許可状態に制御されるとともに、前記第２の油圧制御弁によって前記可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室の間での作動油の給排が制御されることを要旨とする。   According to a third aspect of the present invention, in the valve timing control device for an internal combustion engine according to the first aspect, the hydraulic pressure control mechanism has a different overlap length, which is a length of a section in which the communication ports are closed together. The plurality of valve mechanisms include a first hydraulic control valve in which each communication port and the supply / exhaust port are switched through a closed region, and a spool valve integrated with the first hydraulic control valve. Each communication port and the supply / discharge port are provided with a second hydraulic control valve that can be switched without passing through a closed region, and either one of the communication port and the supply / discharge port of the second hydraulic control valve includes: A switching valve that shuts off / permits the flow of hydraulic oil to these ports is provided, and during the period when the viscosity of the hydraulic oil is low, the switching valve is controlled to be in a cutoff state, and the first hydraulic control valve OK The supply and discharge of the hydraulic oil between the advance side hydraulic chamber and the retard side hydraulic chamber of the valve timing mechanism is controlled, and the switching valve is controlled to be in a flow-permitted state during a period when the viscosity of the hydraulic oil is high. The gist of the invention is that the second hydraulic control valve controls the supply and discharge of hydraulic fluid between the advance side hydraulic chamber and the retard side hydraulic chamber of the variable valve timing mechanism.

同構成においても、基本的には上記請求項２に記載のバルブタイミング制御装置と同様に、作動油の粘度に影響されない、より安定したバルブタイミング制御が実現されるようになる。また、第１および第２の油圧制御弁として一体の油圧制御弁を用いることで、上記請求項２に記載のバルブタイミング制御装置と比べて部品点数の削減、並びに省スペース化を図ることができるとともに、制御構造のさらなる簡略化を図ることができるようになる。   Even in this configuration, basically, as in the valve timing control device according to the second aspect, more stable valve timing control that is not affected by the viscosity of the hydraulic oil is realized. Further, by using integral hydraulic control valves as the first and second hydraulic control valves, the number of parts can be reduced and the space can be saved as compared with the valve timing control device according to claim 2. At the same time, the control structure can be further simplified.

請求項４に記載の発明は、請求項２または３に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、前記作動油の粘度が内燃機関の機関温度に基づいて推定され、該機関温度が一定の温度を超えている期間が前記作動油の粘度が低い期間として認識され、同機関温度がこの一定の温度以下となっている期間が前記作動油の粘度が高い期間として認識されることを要旨とする。   According to a fourth aspect of the present invention, in the valve timing control device for an internal combustion engine according to the second or third aspect, the viscosity of the hydraulic oil is estimated based on the engine temperature of the internal combustion engine, and the engine temperature is a constant temperature. The period in which the viscosity of the hydraulic oil is low is recognized, and the period in which the engine temperature is equal to or lower than the certain temperature is recognized as a period in which the hydraulic oil has a high viscosity. .

通常、機関温度と作動油の粘度とは高い相関関係にあることから、このような機関温度に基づいて上記作動油の粘度を推定することで、上述した油圧制御弁の使い分けもより適切なされるようになり、ひいては上述したバルブタイミング制御の安定性も高く維持されるようになる。   Usually, since the engine temperature and the viscosity of the hydraulic oil have a high correlation, the use of the hydraulic control valve described above is more appropriate by estimating the viscosity of the hydraulic oil based on the engine temperature. As a result, the stability of the valve timing control described above is also maintained high.

請求項５に記載の発明は、請求項４に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、前記機関温度が前記内燃機関の冷却水の温度として求められることを要旨とする。
上記内燃機関の冷却水の温度は、上記機関温度を代表するパラメータであり、上記作動油の粘度を推定する上でもその信頼性は高い。しかも、こうした冷却水の温度は、内燃機関の運転を制御する上で通常に用いられるパラメータでもあり、何ら特殊なセンサ等を必要とすることなく、上記作動油の粘度を推定することが可能ともなる。 The invention according to claim 5 is the valve timing control device for the internal combustion engine according to claim 4, wherein the engine temperature is obtained as the temperature of the cooling water of the internal combustion engine.
The temperature of the cooling water of the internal combustion engine is a parameter that represents the engine temperature, and is highly reliable in estimating the viscosity of the hydraulic oil. Moreover, such a temperature of the cooling water is also a parameter that is normally used for controlling the operation of the internal combustion engine, and it is possible to estimate the viscosity of the hydraulic oil without requiring any special sensor or the like. Become.

請求項６に記載の発明は、請求項２または３に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、前記作動油の粘度が同作動油自体の油温に基づいて推定され、該作動油温が一定の温度を超えている期間が前記作動油の粘度が低い期間として認識され、同作動油温がこの一定の温度以下となっている期間が前記作動油の粘度が高い期間として認識されることを要旨とする。   According to a sixth aspect of the present invention, in the valve timing control device for an internal combustion engine according to the second or third aspect, the viscosity of the hydraulic oil is estimated based on an oil temperature of the hydraulic oil itself, and the hydraulic oil temperature is A period exceeding a certain temperature is recognized as a period when the viscosity of the hydraulic oil is low, and a period when the hydraulic oil temperature is equal to or lower than the certain temperature is recognized as a period when the viscosity of the hydraulic oil is high. Is the gist.

同構成の場合、エンジンシステムによっては作動油の油温を測定するためのセンサ等が別途に必要となる可能性もあるが、こうして作動油の油温を直接計測することで、上述した作動油の粘度の推定精度もさらに高められるようになる。   In the case of the same configuration, depending on the engine system, there may be a need for a separate sensor or the like for measuring the oil temperature of the hydraulic oil. The accuracy of the estimation of the viscosity is further improved.

（第１の実施形態）
以下、本発明にかかる内燃機関のバルブタイミング制御装置を具体化した第１実施の形態について図１〜図４を参照して説明する。図１は。先の図９に対応する図として、本実施形態のバルブタイミング制御装置の概略構成を示した図である。このバルブタイミング制御装置は、可変バルブタイミング機構１０に供給される作動油量を調量して、例えば吸気バルブのバルブ開閉タイミングを制御する装置である。 (First embodiment)
Hereinafter, a first embodiment in which a valve timing control device for an internal combustion engine according to the present invention is embodied will be described with reference to FIGS. FIG. FIG. 10 is a diagram illustrating a schematic configuration of the valve timing control device of the present embodiment as a diagram corresponding to FIG. This valve timing control device is a device that controls the valve opening / closing timing of an intake valve, for example, by adjusting the amount of hydraulic oil supplied to the variable valve timing mechanism 10.

ここで、可変バルブタイミング機構１０には前述のように、吸気カムシャフト２Ａの先端にボルト等により固定されて吸気カムシャフト２Ａと一体回転するとともに、外周面に複数（本実施形態では２つ）のベーン１２が径方向に突出形成された内部ロータ１１と、前記クランクシャフト１に駆動連結されたハウジング１３とが設けられている。なお、ハウジング１３の内周面には、内部ロータ１１のベーン１２と同数（本実施形態では２つ）の突部１４が突出して形成されており、隣り合う突部１４の間には凹部１５，１６がそれぞれ形成されている。そして、これら凹部１５，１６には、上記ベーン１２が収容されている。ベーン１２の先端面は凹部１５，１６の内周面と摺接しており、突部１４の先端面は内部ロータ１１の外周面と摺接している。また、ハウジング１３の凹部１５は、ベーン１２により進角側油圧室Ｒ１および遅角側油圧室Ｒ２をそれぞれ構成する２つの空間に区画形成されており、凹部１６も、ベーン１２により進角側油圧室Ｒ１および遅角側油圧室Ｒ２をそれぞれ構成する２つの空間に区画形成されている。そして、これら進角側油圧室Ｒ１と遅角側油圧室Ｒ２との間で給排される作動油量の調量に基づいて上記クランクシャフト１、すなわちハウジング１３と吸気カムシャフト２Ａとの間の相対回転位相が可変とされる。   Here, as described above, the variable valve timing mechanism 10 is fixed to the tip of the intake camshaft 2A with a bolt or the like and rotates integrally with the intake camshaft 2A, and a plurality (two in this embodiment) are provided on the outer peripheral surface. An inner rotor 11 having a vane 12 protruding in the radial direction and a housing 13 connected to the crankshaft 1 are provided. Note that the same number (two in this embodiment) of protrusions 14 as the vanes 12 of the inner rotor 11 protrude from the inner peripheral surface of the housing 13, and a recess 15 is formed between adjacent protrusions 14. , 16 are formed. The recesses 15 and 16 accommodate the vanes 12. The leading end surface of the vane 12 is in sliding contact with the inner peripheral surfaces of the recesses 15 and 16, and the leading end surface of the protrusion 14 is in sliding contact with the outer peripheral surface of the inner rotor 11. In addition, the recess 15 of the housing 13 is partitioned into two spaces that respectively constitute the advance hydraulic chamber R1 and the retard hydraulic chamber R2 by the vane 12, and the recess 16 is also advanced by the vane 12. The chamber R1 and the retard angle side hydraulic chamber R2 are partitioned into two spaces. The crankshaft 1, that is, the housing 13 and the intake camshaft 2A, is adjusted based on the amount of hydraulic oil supplied and discharged between the advance side hydraulic chamber R1 and the retard side hydraulic chamber R2. The relative rotational phase is variable.

一方、上記作動油は内燃機関下部に設けられたオイルパン３０に貯蔵されており、本実施形態では、上記進角側油圧室Ｒ１および遅角側油圧室Ｒ２とこのオイルパン３０との間での作動油の給排が油圧制御機構としての第１の油圧制御弁２１０および第２の油圧制御弁２２０を通じて制御される。   On the other hand, the hydraulic oil is stored in an oil pan 30 provided in the lower part of the internal combustion engine. In this embodiment, the hydraulic oil chamber 30 is provided between the advance side hydraulic chamber R1 and the retard side hydraulic chamber R2 and the oil pan 30. The hydraulic oil is supplied and discharged through a first hydraulic control valve 210 and a second hydraulic control valve 220 as hydraulic control mechanisms.

ここで、第１の油圧制御弁２１０には、オイルポンプＯＰによって圧送された作動油が供給ポートＰｓ１から供給され、この作動油が一方では進角側連絡ポートＰａ１から進角側油路Ｗａ１を通じて可変バルブタイミング機構１０の進角側油圧室Ｒ１に供給される。また他方では、遅角側連絡ポートＰｂ１から遅角側油路Ｗｂ１を通じて遅角側油圧室Ｒ２に供給される。また、可変バルブタイミング機構１０のそれら進角側油圧室Ｒ１あるいは遅角側油圧室Ｒ２から排出された作動油は、同第１の油圧制御弁２１０の進角側および遅角側の排出ポートＰｄ１からオイルパン３０へと排出される。なお、この第１の油圧制御弁２１０においては、これら連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１と給排ポートＰｓ１，Ｐｄ１とは、各連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１がともに弁機構によって閉塞される領域である閉塞領域ＣＡを経て切り替えられる。   Here, the hydraulic oil pressure-fed by the oil pump OP is supplied to the first hydraulic control valve 210 from the supply port Ps1, and this hydraulic oil, on the other hand, passes from the advance side communication port Pa1 through the advance side oil passage Wa1. It is supplied to the advance side hydraulic chamber R1 of the variable valve timing mechanism 10. On the other hand, the oil is supplied from the retard side communication port Pb1 to the retard side hydraulic chamber R2 through the retard side oil passage Wb1. Further, the hydraulic fluid discharged from the advance side hydraulic chamber R1 or the retard side hydraulic chamber R2 of the variable valve timing mechanism 10 is the advance side and retard side discharge port Pd1 of the first hydraulic control valve 210. To the oil pan 30. In the first hydraulic control valve 210, the communication ports Pa1, Pb1 and the supply / discharge ports Ps1, Pd1 have a closed area CA in which the communication ports Pa1, Pb1 are closed by the valve mechanism. It is switched after that.

また、第２の油圧制御弁２２０には、オイルポンプＯＰによって圧送された作動油が供給ポートＰｓ２から供給され、この作動油が一方では進角側連絡ポートＰａ２から進角側油路Ｗａ２を通じて可変バルブタイミング機構１０の進角側油圧室Ｒ１に供給され、他方では遅角側連絡ポートＰｂ２から遅角側油路Ｗｂ２を通じて遅角側油圧室Ｒ２に供給される。また、可変バルブタイミング機構１０のそれら進角側油圧室Ｒ１あるいは遅角側油圧室Ｒ２から排出された作動油は、同第２の油圧制御弁２２０の進角側および遅角側の排出ポートＰｄ２からオイルパン３０へと排出される。なお、この第２の油圧制御弁２２０は、これら連絡ポートＰａ２，Ｐｂ２と給排ポートＰｓ２，Ｐｄ２とが閉塞領域ＣＡを経ずに切り替えられるように構成されている。   The hydraulic pressure pumped by the oil pump OP is supplied to the second hydraulic control valve 220 from the supply port Ps2, and this hydraulic oil is variable from the advance side communication port Pa2 through the advance side oil passage Wa2. It is supplied to the advance side hydraulic chamber R1 of the valve timing mechanism 10, and on the other hand, it is supplied from the retard side communication port Pb2 to the retard side hydraulic chamber R2 through the retard side oil passage Wb2. Further, the hydraulic fluid discharged from the advance side hydraulic chamber R1 or the retard side hydraulic chamber R2 of the variable valve timing mechanism 10 is the advance side and retard side discharge port Pd2 of the second hydraulic control valve 220. To the oil pan 30. The second hydraulic control valve 220 is configured such that the communication ports Pa2 and Pb2 and the supply / discharge ports Ps2 and Pd2 can be switched without passing through the closed area CA.

このように第１の油圧制御弁２１０と第２の油圧制御弁２２０とはそれぞれ異なる構造を有している。図２および図３はそれぞれこれら第１の油圧制御弁２１０および第２の油圧制御弁２２０の具体的な構造、並びにその動作態様を示してものであり、次に、これら図２および図３を併せ参照して、その油圧制御弁としての違いをさらに詳述する。   Thus, the first hydraulic control valve 210 and the second hydraulic control valve 220 have different structures. FIGS. 2 and 3 show specific structures of the first hydraulic control valve 210 and the second hydraulic control valve 220 and their operation modes, respectively. Next, FIG. 2 and FIG. In addition, the difference as a hydraulic control valve will be further described in detail.

まず、第１の油圧制御弁２１０は、図２（ａ）〜（ｄ）に示されるように、筒状のスリーブ２１１を備えており、このスリーブ２１１に、上記進角側油路Ｗａ１と接続される進角側連絡ポートＰａ１、上記遅角側油路Ｗｂ１と接続される遅角側連絡ポートＰｂ１がそれぞれ形成されている。また、このスリーブ２１１には同様に、オイルパン３０からの作動油が供給される供給ポートＰｓ１、そして上記進角側油圧室Ｒ１および遅角側油圧室Ｒ２から排出される作動油をオイルパン３０に戻す排出ポートＰｄ１がそれぞれ形成されている。また、このスリーブ２１１内には、２つの円柱状の弁体Ｖａ１，Ｖｂ２とともに、両端近傍に同じく円柱状からなる仕切りＳａ１，Ｓｂ１が形成されたスプール２１２が設けられている。このうち、弁体Ｖａ１，Ｖｂ１は仕切りＳａ１，Ｓｂ１と比べて、その軸方向における幅が大きく形成されている。なお、弁体Ｖａ１および弁体Ｖｂ１の幅はそれぞれ同一であって、その幅は、上記各連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１の径よりも大きく形成されている。また、スプール２１２は、スプリング２１４によって、例えば矢印Ｆ１１方向に常時付勢されており、この付勢力に抗する態様で、すなわち矢印Ｆ１２方向に作動するソレノイド２１３への通電の有無あるいは強弱によって、スリーブ２１１の内周に沿うようにその軸方向に往復運動する。   First, as shown in FIGS. 2A to 2D, the first hydraulic control valve 210 is provided with a cylindrical sleeve 211, which is connected to the advance side oil passage Wa1. The retard angle side communication port Pa1 and the retard angle side communication port Pb1 connected to the retard angle side oil passage Wb1 are formed. Similarly, this sleeve 211 is supplied with hydraulic oil supplied from the oil pan 30 to the supply port Ps1, and the hydraulic oil discharged from the advance hydraulic chamber R1 and the retard hydraulic chamber R2 is supplied to the oil pan 30. A discharge port Pd1 for returning to is formed. The sleeve 211 is provided with a spool 212 having two columnar valve bodies Va1 and Vb2 and also formed with columnar partitions Sa1 and Sb1 in the vicinity of both ends. Among these, the valve bodies Va1 and Vb1 are formed to have a larger width in the axial direction than the partitions Sa1 and Sb1. Note that the widths of the valve body Va1 and the valve body Vb1 are the same, and the widths are formed larger than the diameters of the communication ports Pa1 and Pb1. The spool 212 is always urged by a spring 214, for example, in the direction of an arrow F11. In a manner that resists this urging force, that is, depending on whether the solenoid 213 that operates in the direction of the arrow F12 is energized or not, the sleeve It reciprocates in the axial direction along the inner circumference of 211.

このため、例えば、ソレノイド２１３への通電がされていない状態、すなわちスプール２１２がスプリング２１４の付勢力のみによって矢印Ｆ１１方向に移動している状態では、図２（ａ）に示されるように、供給ポートＰｓ１と進角側連絡ポートＰａ１とが連通するとともに、排出ポートＰｄ１と遅角側連絡ポートＰｂ１とが連通する。このような状態では、図１に示した可変バルブタイミング機構１０は、その進角側油圧室Ｒ１の油量が増大される一方、遅角側油圧室Ｒ２の油量が減少されるため、機関バルブのバルブタイミングは進角側に制御される。   Therefore, for example, in a state where the solenoid 213 is not energized, that is, in a state where the spool 212 is moved in the direction of the arrow F11 only by the urging force of the spring 214, as shown in FIG. The port Ps1 and the advance side communication port Pa1 communicate with each other, and the discharge port Pd1 and the retard side communication port Pb1 communicate with each other. In such a state, the variable valve timing mechanism 10 shown in FIG. 1 increases the amount of oil in the advance side hydraulic chamber R1, while the amount of oil in the retard side hydraulic chamber R2 decreases. The valve timing of the valve is controlled to the advance side.

また、ソレノイド２１３への通電が最大限に行われた場合には、図２（ｂ）に示されるように、スプール２１２はスリーブ２１１内で矢印Ｆ１２方向に移動し、供給ポートＰｓ１と遅角側連絡ポートＰｂ１とが連通するとともに、排出ポートＰｄ１と進角側連絡ポートＰａ１とが連通する。このような状態では、図１に示した可変バルブタイミング機構１０は、その遅角側油圧室Ｒ２の油量が増大される一方、進角側油圧室Ｒ１の油量が減少されるため、機関バルブのバルブタイミングは遅角側に制御される。   When the energization to the solenoid 213 is performed to the maximum extent, as shown in FIG. 2B, the spool 212 moves in the direction of the arrow F12 within the sleeve 211, and is connected to the supply port Ps1 and the retard side. The communication port Pb1 communicates with the discharge port Pd1 and the advance side communication port Pa1. In such a state, the variable valve timing mechanism 10 shown in FIG. 1 increases the amount of oil in the retard side hydraulic chamber R2, while the amount of oil in the advance side hydraulic chamber R1 decreases. The valve timing of the valve is controlled to the retard side.

他方、このスプール２１２はソレノイド２１３への通電態様によっては、図２（ｃ）や図２（ｄ）に示されるように、各連絡ポートＰａ１,Ｐｂ１が共に弁体Ｖａ１，Ｖｂ１によって閉塞される位置に制御されることもある。この状態においては、各連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１が共に閉塞されるため、これら連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１を通じた作動油の給排は行われない。   On the other hand, depending on the energization mode of the solenoid 213, the spool 212 is a position where the communication ports Pa1 and Pb1 are both closed by the valve bodies Va1 and Vb1, as shown in FIG. 2 (c) and FIG. 2 (d). May be controlled. In this state, since the communication ports Pa1 and Pb1 are both closed, the hydraulic oil is not supplied or discharged through the communication ports Pa1 and Pb1.

そして、図２（ｃ）に示す状態から図２（ｄ）に示す状態までの間、すなわちスプール２１２が図２（ｃ）の状態から矢印Ｆ１２方向に長さＬ１だけ変位するまでの区間が、
図１の参照のもとに上述した閉塞領域ＣＡに相当する。 Then, the section from the state shown in FIG. 2C to the state shown in FIG. 2D, that is, the section until the spool 212 is displaced by the length L1 in the direction of the arrow F12 from the state shown in FIG.
This corresponds to the closed area CA described above with reference to FIG.

また、第２の油圧制御弁２２０は、図３（ａ），（ｂ）に示されるように、筒状のスリーブ２２１を備えており、このスリーブ２２１に、上記進角側油路Ｗａ２と接続される進角側連絡ポートＰａ２、上記遅角側油路Ｗｂ２と接続される遅角側連絡ポートＰｂ２がそれぞれ形成されている。また、このスリーブ２２１には同様に、オイルパン３０からの作動油が供給される供給ポートＰｓ２、そして、上記進角側油圧室Ｒ１あるいは遅角側油圧室Ｒ２から排出される作動油をオイルパン３０に戻す排出ポートＰｄ２がそれぞれ形成されている。また、このスリーブ２２１内には、２つの円柱状の弁体Ｖａ２，Ｖｂ２とともに、両端近傍に同じく円柱状からなる仕切りＳａ２，Ｓｂ２が形成されたスプール２２２が設けられている。なお、この第２の油圧制御弁２２０において、これらの弁体Ｖａ２，Ｖｂ２は、各々その幅が対応する各連絡ポートＰａ２，Ｐｂ２の径と等しくなる形状にて形成されている。そして、このスプール２２２もスプリング２２４によって、例えば矢印Ｆ２１方向に常時付勢されており、この付勢力に抗する態様で、すなわち矢印Ｆ２２方向に作動するソレノイド２２３への通電の有無あるいは強弱によって、スリーブ２２１の内周に沿うようにその軸方向に往復運動する。   Further, as shown in FIGS. 3A and 3B, the second hydraulic control valve 220 includes a cylindrical sleeve 221 that is connected to the advance side oil passage Wa2. The retard angle side communication port Pa2 and the retard angle side communication port Pb2 connected to the retard angle side oil passage Wb2 are respectively formed. Similarly, the sleeve 221 is supplied with a supply port Ps2 to which hydraulic oil from the oil pan 30 is supplied, and hydraulic oil discharged from the advance side hydraulic chamber R1 or the retard side hydraulic chamber R2 is supplied to the sleeve 221 as an oil pan. A discharge port Pd2 returning to 30 is formed. The sleeve 221 is provided with a spool 222 having two columnar valve bodies Va2 and Vb2 as well as cylindrical columns Sa2 and Sb2 formed in the vicinity of both ends. In the second hydraulic control valve 220, these valve bodies Va2 and Vb2 are each formed in a shape whose width is equal to the diameter of each corresponding communication port Pa2 and Pb2. The spool 222 is also always urged by the spring 224, for example, in the direction of the arrow F21. In a manner against the urging force, that is, depending on whether the solenoid 223 that operates in the direction of the arrow F22 is energized or not, the sleeve It reciprocates in the axial direction along the inner circumference of 221.

このため、例えば、ソレノイド２２３への通電がされていない状態、すなわちスプール２２２がスプリング２２４の付勢力のみによって矢印Ｆ２１方向に移動している状態では、図３（ａ）に示されるように、供給ポートＰｓ２と進角側連絡ポートＰａ２とが連通するとともに、排出ポートＰｄ２と遅角側連絡ポートＰｂ２とが連通する。このような状態では、図１に示した可変バルブタイミング機構１０は、その進角側油圧室Ｒ１の油量が増大される一方、遅角側油圧室Ｒ２の油量が減少されるため、機関バルブのバルブタイミングは進角側に制御される。   For this reason, for example, in a state where the solenoid 223 is not energized, that is, in a state where the spool 222 is moved in the direction of the arrow F21 only by the urging force of the spring 224, as shown in FIG. The port Ps2 and the advance side communication port Pa2 communicate with each other, and the discharge port Pd2 and the retard side communication port Pb2 communicate with each other. In such a state, the variable valve timing mechanism 10 shown in FIG. 1 increases the amount of oil in the advance side hydraulic chamber R1, while the amount of oil in the retard side hydraulic chamber R2 decreases. The valve timing of the valve is controlled to the advance side.

また、ソレノイド２２３への通電が最大限に行われた場合には、図３（ｂ）に示されるように、スプール２２２はスリーブ２２１内で矢印Ｆ２２方向に移動し、供給ポートＰｓ２と遅角側連絡ポートＰｂ２とが連通するとともに、排出ポートＰｄ２と進角側連絡ポートＰａ２とが連通する。このような状態では、図１に示した可変バルブタイミング機構１０は、その遅角側油圧室Ｒ２の油量が増大される一方、進角側油圧室Ｒ１の油量が減少されるため、機関バルブのバルブタイミングは遅角側に制御される。   Further, when the solenoid 223 is energized to the maximum extent, as shown in FIG. 3B, the spool 222 moves in the direction of the arrow F22 within the sleeve 221, and is connected to the supply port Ps2 and the retard side. The communication port Pb2 communicates with the discharge port Pd2 and the advance side communication port Pa2. In such a state, the variable valve timing mechanism 10 shown in FIG. 1 increases the amount of oil in the retard side hydraulic chamber R2, while the amount of oil in the advance side hydraulic chamber R1 decreases. The valve timing of the valve is controlled to the retard side.

このように、第１の油圧制御弁２１０と第２の油圧制御弁２２０とでは、弁体によって各連絡ポートがともに閉塞される区間の長さ、すなわちオーバーラップ長が異なるように構成されている。具体的には、第１の油圧制御弁２１０ではそのオーバーラップ長が長さＬ１となるのに対し、第２の油圧制御弁２２０では同オーバーラップ長が略「０」となる。   As described above, the first hydraulic control valve 210 and the second hydraulic control valve 220 are configured to have different lengths of sections in which the communication ports are closed by the valve body, that is, overlap lengths. . Specifically, the overlap length of the first hydraulic control valve 210 is the length L1, while the overlap length of the second hydraulic control valve 220 is substantially “0”.

また、図１に示されるように、上記第２の油圧制御弁２２０と可変バルブタイミング機構１０の各油圧室Ｒ１，Ｒ２とを接続する各油路Ｗａ２，Ｗｂ２には、切替弁４０が設けられており、この切替弁４０がソレノイドへの通電によって駆動されることによって各連絡ポートＰａ２，Ｐｂ２を通じた作動油の流通の遮断／許可状態が切り替えられる。   As shown in FIG. 1, a switching valve 40 is provided in each of the oil passages Wa2 and Wb2 that connects the second hydraulic control valve 220 and the hydraulic chambers R1 and R2 of the variable valve timing mechanism 10. When the switching valve 40 is driven by energizing the solenoid, the state of blocking / permitting the flow of hydraulic oil through the communication ports Pa2 and Pb2 is switched.

そして、本実施形態において、この切替弁４０も含め、上記第１の油圧制御弁２１０および第２の油圧制御弁２２０の駆動態様は電子制御装置１００ａによって統括的に制御される。この電子制御装置１００ａには、内燃機関の機関状態、あるいは運転状態を把握するために以下に挙げるような各種センサからの情報が取り込まれる。例えば、内燃機関の出力軸であるクランクシャフト近傍には、前述したクランク角センサ６が設けられており、このクランク角センサから６の出力に基づいて、クランクシャフトの回転速度（角度）が把握される。また、吸気カムシャフトの近傍には、これも前述したカム角センサ７が設けられており、このカム角センサ７の出力に基づいて吸気カムシャフトの回転速度（角度）が把握される。また、内燃機関を冷却する冷却水が流れるウォータージャケットには、冷却水の温度を検出する冷却水温センサ８が設けられており、本実施形態においては、この冷却水温センサ８により検出される冷却水の温度に基づいて上記作動油の粘度が推定される。   In the present embodiment, the driving modes of the first hydraulic control valve 210 and the second hydraulic control valve 220 including the switching valve 40 are comprehensively controlled by the electronic control unit 100a. The electronic control device 100a takes in information from various sensors as described below in order to grasp the engine state or operating state of the internal combustion engine. For example, the crank angle sensor 6 described above is provided in the vicinity of the crankshaft that is the output shaft of the internal combustion engine, and the rotational speed (angle) of the crankshaft is grasped based on the output of 6 from the crank angle sensor. The Also, the cam angle sensor 7 described above is provided in the vicinity of the intake camshaft, and the rotational speed (angle) of the intake camshaft is grasped based on the output of the cam angle sensor 7. Further, the water jacket through which the cooling water for cooling the internal combustion engine flows is provided with a cooling water temperature sensor 8 for detecting the temperature of the cooling water. In this embodiment, the cooling water detected by the cooling water temperature sensor 8 is provided. Based on the temperature, the viscosity of the hydraulic oil is estimated.

次に、本実施形態の装置を通じてバルブタイミング制御の概要について説明する。
この制御に際し、電子制御装置１００ａは、上記クランク角センサ６等をはじめとする各種センサの検出結果に基づいて内燃機関の運転状態を把握するとともに、把握された機関運転状態に基づいて機関バルブ（ここでの例では吸気バルブ）の開閉タイミングの目標位相（進角値あるいは遅角値）を算出する。また、上述のように把握された吸気カムシャフトの回転角度と、上記クランクシャフトの回転角度とを対比することにより、吸気バルブの開閉タイミングの実位相が算出される。そして、このように算出された目標位相と実位相との偏差に基づいて、上記第１の油圧制御弁２１０あるいは第２の油圧制御弁２２０を通じた作動油の給排態様が制御される。より具体的には、上述した各弁体Ｖａ１，Ｖｂ１，Ｖａ２，Ｖｂ２のスリーブ内における位置は、各油圧制御弁２１０，２２０に設けられているソレノイド２１３，２２３への通電信号のデューティ比に応じて決定されている。 Next, an outline of valve timing control will be described through the apparatus of the present embodiment.
In this control, the electronic control unit 100a grasps the operating state of the internal combustion engine based on the detection results of various sensors including the crank angle sensor 6 and the like, and determines the engine valve ( In this example, the target phase (advance value or retard value) of the opening / closing timing of the intake valve) is calculated. Further, the actual phase of the opening / closing timing of the intake valve is calculated by comparing the rotation angle of the intake camshaft grasped as described above with the rotation angle of the crankshaft. Based on the deviation between the target phase and the actual phase calculated in this way, the supply / discharge mode of the hydraulic oil through the first hydraulic control valve 210 or the second hydraulic control valve 220 is controlled. More specifically, the position of each valve body Va1, Vb1, Va2, Vb2 in the sleeve depends on the duty ratio of the energization signal to the solenoids 213, 223 provided in each hydraulic control valve 210, 220. Has been determined.

したがって、バルブタイミングが変更される際の変更速度は上記デューティ比に応じて異なったものとなる。すなわち、バルブタイミングを進角する際には、デューティ比が小さいほど（即ち「０％」に近づくほど）、進角側連絡ポートＰａ１あるいはＰａ２の開口量が増大して進角側油圧室Ｒ１への作動油の供給量が増大するため、より大きな変更速度をもってバルブタイミングが遅角されるようになる。また、バルブタイミングを遅角する際には、デューティ比が大きいほど（即ち「１００％」に近づくほど）、遅角側連絡ポートＰｂ１あるいはＰｂ２の開口量が増大して遅角側油圧室Ｒ２への作動油の供給量が増大するため、より大きな変更速度をもってバルブタイミングが遅角されるようになる。一方、デューティ比が「５０％」に近づくほど、進角側連絡ポートＰａ１，Ｐａ２或いは遅角側連絡ポートＰｂ１，Ｐｂ２の開口量が減少して進角側油圧室Ｒ１或いは遅角側油圧室Ｒ２への作動油の供給量が減少するため、バルブタイミングを進角或いは遅角する際の変更速度はいずれも小さくなる。   Therefore, the changing speed when the valve timing is changed differs depending on the duty ratio. That is, when the valve timing is advanced, the smaller the duty ratio (that is, the closer it is to “0%”), the larger the opening amount of the advance side communication port Pa1 or Pa2 increases, and the advance side hydraulic chamber R1 enters. As the amount of hydraulic oil supplied increases, the valve timing is retarded with a larger change speed. Further, when retarding the valve timing, the larger the duty ratio (that is, the closer it is to “100%”), the larger the opening amount of the retard side communication port Pb1 or Pb2, and to the retard side hydraulic chamber R2. As the amount of hydraulic oil supplied increases, the valve timing is retarded with a larger change speed. On the other hand, as the duty ratio approaches “50%”, the opening amount of the advance side communication ports Pa1, Pa2 or the retard side contact ports Pb1, Pb2 decreases, and the advance side hydraulic chamber R1 or the retard side hydraulic chamber R2 Since the amount of hydraulic fluid supplied to the valve decreases, the change speed when the valve timing is advanced or retarded is reduced.

また、カム角を上記目標位相となるようにするためには、上記算出された実位相によるフィードバック制御に基づき、この実位相が目標位相に収束するよう制御する必要がある。この場合、進角側連絡ポートＰａ１あるいはＰａ２と供給ポートＰｓ１あるいはＰｓ２とが連通する状態と、遅角側連絡ポートＰｂ１あるいはＰｂ２と供給ポートＰｓ１あるいはＰｓ２とが連通する状態との間でスプール２１２，２２２を変位させる制御を行う必要がある。   Further, in order to make the cam angle the target phase, it is necessary to perform control so that the actual phase converges to the target phase based on the feedback control based on the calculated actual phase. In this case, the spool 212, between the state where the advance side communication port Pa1 or Pa2 and the supply port Ps1 or Ps2 communicate with each other and the state where the retard side communication port Pb1 or Pb2 and the supply port Ps1 or Ps2 communicate with each other. It is necessary to control the displacement of 222.

ところで、このような制御を行う際には、上述したオーバーラップ長を考慮にいれることが望ましい。このオーバーラップ長の分だけスプール２１２あるいは２２２が変位する間は作動油が各連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１，Ｐａ２，Ｐｂ２を通じて給排されないため、オーバーラップ長の長さが制御の応答性に大きな影響を与えるためである。   By the way, when performing such control, it is desirable to take the above-described overlap length into consideration. While the spool 212 or 222 is displaced by the overlap length, the hydraulic oil is not supplied or discharged through the connection ports Pa1, Pb1, Pa2, Pb2, so the overlap length has a great influence on the control response. To give.

一方、この制御の応答性に影響を与える要因としては作動油の粘度が挙げられる。作動油の粘度は、その油温に応じて変化するが、機関の運転状態の変化に伴って機関温度が変化するため、作動油温もこの機関温度の影響を受けて変化する。そして、機関暖機状態など作動油温の高い場合は粘度が低下して作動油が流れやすくなるため、その流速も自ずと上昇する。一方、機関始動時など作動油温の低い場合は粘度が高くなって作動油が流れにくくなる。ちなみに、本実施形態においては上述のようにこの作動油の粘度は上記冷却水温センサ８によって検出される冷却水温から推定される。   On the other hand, a factor that affects the responsiveness of the control is the viscosity of the hydraulic oil. The viscosity of the hydraulic oil changes according to the oil temperature. However, since the engine temperature changes as the engine operating state changes, the hydraulic oil temperature also changes under the influence of the engine temperature. When the hydraulic oil temperature is high, such as in the engine warm-up state, the viscosity decreases and the hydraulic oil flows easily, so that the flow rate naturally increases. On the other hand, when the hydraulic oil temperature is low, such as when the engine is started, the viscosity becomes high and the hydraulic oil does not flow easily. Incidentally, in the present embodiment, as described above, the viscosity of the hydraulic oil is estimated from the coolant temperature detected by the coolant temperature sensor 8.

以上の制御の応答性に影響を与える要因を考慮すると、作動油の粘度が低い状態ではオーバーラップ長の長い第１の油圧制御弁２１０を用いて作動油の給排制御を行い、一方、作動油の粘度が高い場合にはオーバーラップ長の短い（実質的には「０」の）第２の油圧制御弁２２０を用いて作動油の給排制御を行うことが好都合である。なぜなら、作動油の粘度が低い状態では、各連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１，Ｐａ２，Ｐｂ２が開くと作動油の給排が即座に行われるため、このオーバーラップ長をある程度設けておかなければ、カム角を目標位相に収束させる際の制御の安定性が得られないためである。一方、作動油の粘度が高い状態では、各連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１，Ｐａ２，Ｐｂ２が開いても作動油の給排が行われるようになるまでに時間を要するため、オーバーラップ長が長いと制御の応答性がさらに悪化するためである。   In consideration of the factors that affect the responsiveness of the above control, the hydraulic oil supply / discharge control is performed using the first hydraulic control valve 210 having a long overlap length when the hydraulic oil viscosity is low. When the viscosity of the oil is high, it is advantageous to perform supply / discharge control of the hydraulic oil using the second hydraulic control valve 220 having a short overlap length (substantially “0”). This is because, in a state where the viscosity of the hydraulic oil is low, the supply and discharge of the hydraulic oil is performed immediately when each communication port Pa1, Pb1, Pa2, Pb2 is opened. This is because the stability of control at the time of convergence to the target phase cannot be obtained. On the other hand, when the viscosity of the hydraulic oil is high, it takes time until the hydraulic oil is supplied / discharged even if each of the communication ports Pa1, Pb1, Pa2, Pb2 is opened. This is because the responsiveness is further deteriorated.

そこで、本実施形態においては、作動油の粘度に応じて、第１の油圧制御弁２１０と第２の油圧制御弁２２０とを使い分けるようにしている。以下、上記電子制御装置１００ａを通じて実行されるその具体的な処理手順を図４を参照して説明する。   Therefore, in the present embodiment, the first hydraulic control valve 210 and the second hydraulic control valve 220 are selectively used according to the viscosity of the hydraulic oil. Hereinafter, a specific processing procedure executed through the electronic control device 100a will be described with reference to FIG.

図４に示されるように、この処理に際してはまず冷却水温センサ８によって検出された冷却水温Ｔｈｗが読み込まれ（ステップＳ１０）、次いで、この冷却水温Ｔｈｗが基準温度Ａより高いか否かが判定される（ステップＳ１１）。この基準温度Ａとは、上記作動油の粘度を判定するために経験的に求められた値であり、この値よりも冷却水温Ｔｈｗが高いときには作動油の粘度が低いと推定され、逆にこの値以下であるときには作動油の粘度が高いと推定される。   As shown in FIG. 4, in this process, first, the coolant temperature Thw detected by the coolant temperature sensor 8 is read (step S10), and then it is determined whether or not the coolant temperature Thw is higher than the reference temperature A. (Step S11). The reference temperature A is a value empirically determined to determine the viscosity of the hydraulic oil. When the coolant temperature Thw is higher than this value, the viscosity of the hydraulic oil is estimated to be low. When the value is less than the value, it is estimated that the viscosity of the hydraulic oil is high.

そして、上記ステップＳ１１での判定結果が肯定の場合、ステップＳ１２において、上記第２の油圧制御弁２２０と可変バルブタイミング機構１０とを接続する各油路Ｗａ２，Ｗｂ２を遮断状態とするように切替弁４０が切り替えられる。そしてその後は、上記目標位相と実位相との偏差に基づき、第１の油圧制御弁２１０を通じて可変バルブタイミング機構１０への作動油の給排制御が実行される（ステップＳ１３）。   If the determination result in step S11 is affirmative, in step S12, the oil passages Wa2 and Wb2 connecting the second hydraulic control valve 220 and the variable valve timing mechanism 10 are switched to the shut-off state. The valve 40 is switched. After that, based on the deviation between the target phase and the actual phase, hydraulic oil supply / discharge control to the variable valve timing mechanism 10 is executed through the first hydraulic control valve 210 (step S13).

一方、上記ステップＳ１１での判定結果が否定の場合、ステップＳ１４において、第２の油圧制御弁２２０と可変バルブタイミング機構１０とを接続する各油路Ｗａ２，Ｗｂ２が連通状態とされるように切替弁４０が切り替えられ、作動油の流通が許可される。そしてこの場合には、引き続き第１の油圧制御弁２１０が上述した閉塞領域ＣＡに位置するように制御される（ステップＳ１５）。そしてその後は、ステップＳ１６に移行して、上記目標位相と実位相との偏差に基づき、第２の油圧制御弁２２０を通じて可変バルブタイミング機構１０への作動油の給排制御が行われる。   On the other hand, if the determination result in step S11 is negative, switching is made in step S14 so that the oil passages Wa2 and Wb2 connecting the second hydraulic control valve 220 and the variable valve timing mechanism 10 are in communication. The valve 40 is switched to allow the hydraulic oil to flow. In this case, the first hydraulic control valve 210 is continuously controlled so as to be positioned in the above-described closed area CA (step S15). Thereafter, the process proceeds to step S16, and supply / discharge control of hydraulic oil to the variable valve timing mechanism 10 is performed through the second hydraulic control valve 220 based on the deviation between the target phase and the actual phase.

以上説明した本実施形態の作用効果を以下に記載する。
（１）弁体によって各連絡ポートが共に塞がれる区間の長さであるオーバーラップ長が異なる第１の油圧制御弁２１０と第２の油圧制御弁２２０とを予め用意し、作動油のその都度の粘度に応じてそれら各油圧制御弁２１０，２２０を使い分けることとした。これにより、油圧制御弁の駆動制御にかかる演算負荷の軽減はもとより、油圧制御弁としての物理的な制約も軽減され、作動油の粘度に影響されないより安定したバルブタイミング制御が実現されるようになる。 The operational effects of the present embodiment described above will be described below.
(1) The first hydraulic control valve 210 and the second hydraulic control valve 220 having different overlap lengths, which are the lengths of the sections where the communication ports are blocked together by the valve body, are prepared in advance. These hydraulic control valves 210 and 220 are properly used in accordance with the respective viscosity. As a result, not only the computational load on the drive control of the hydraulic control valve is reduced, but also physical restrictions as a hydraulic control valve are reduced, and more stable valve timing control is realized without being affected by the viscosity of the hydraulic oil. Become.

（２）作動油の粘度が内燃機関の機関温度である冷却水温Ｔｈｗに基づいて推定され、該機関温度が基準温度Ａを超えている期間が作動油の粘度が低い期間として認識され、同機関温度がこの基準温度Ａ以下となっている期間が前記作動油の粘度が高い期間として認識されることとした。機関温度である冷却水温Ｔｈｗと作動油の粘度とは高い相関関係にあることから、このような冷却水温Ｔｈｗに基づいて作動油の粘度を推定することで、油圧制御弁の使い分けもより適切なされるようになり、ひいては上述したバルブタイミング制御の安定性も高く維持されるようになる。   (2) The viscosity of the hydraulic oil is estimated based on the coolant temperature Thw, which is the engine temperature of the internal combustion engine, and a period in which the engine temperature exceeds the reference temperature A is recognized as a period in which the hydraulic oil has a low viscosity. A period in which the temperature is equal to or lower than the reference temperature A is recognized as a period in which the viscosity of the hydraulic oil is high. Since the coolant temperature Thw, which is the engine temperature, and the viscosity of the hydraulic oil have a high correlation, the use of hydraulic control valves is more appropriate by estimating the viscosity of the hydraulic oil based on such a coolant temperature Thw. As a result, the stability of the valve timing control described above is also maintained high.

（第２の実施形態）
次に、本発明にかかる内燃機関のバルブタイミング制御装置を具体化した第２の実施形態について、図５〜図７を参照して説明する。 (Second Embodiment)
Next, a second embodiment that embodies the valve timing control device for an internal combustion engine according to the present invention will be described with reference to FIGS.

この第２の実施形態では、先の第１の実施形態と異なり、オーバーラップ長の異なる二つのスプール弁が一体化された油圧制御弁を用いて作動油の給排が制御されている。図５は、本実施形態のバルブタイミング制御装置の概略構成を示した図である。なお、第１の実施形態と同じ部材には同様の符号を付しており、その説明は省略する。   In the second embodiment, unlike the first embodiment, hydraulic oil supply and discharge is controlled using a hydraulic control valve in which two spool valves having different overlap lengths are integrated. FIG. 5 is a diagram showing a schematic configuration of the valve timing control device of the present embodiment. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the same member as 1st Embodiment, The description is abbreviate | omitted.

図５に示されるように、この共通油圧制御弁２００には、オイルポンプＯＰによって圧送された作動油が供給ポートＰｓ１から供給され、この作動油が一方では進角側連絡ポートＰａ１から進角側油路Ｗａ１を通じて可変バルブタイミング機構１０の進角側油圧室Ｒ１に供給される。また他方では、遅角側連絡ポートＰｂ１から遅角側油路Ｗｂ１を通じて遅角側油圧室Ｒ２に供給される。また、可変バルブタイミング機構１０のそれら進角側油圧室Ｒ１あるいは遅角側油圧室Ｒ２から排出された作動油は、同共通油圧制御弁２００の進角側および遅角側の排出ポートＰｄ１からオイルパン３０へと排出される。なお、この共通油圧制御弁２００においては、これら連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１と給排ポートＰｓ１，Ｐｄ１とは、各連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１がともに弁機構によって閉塞される領域である閉塞領域ＣＡを経て切り替えられる。   As shown in FIG. 5, the common hydraulic control valve 200 is supplied with hydraulic oil pressure-fed by the oil pump OP from the supply port Ps1, and this hydraulic oil, on the other hand, is advanced from the advance side communication port Pa1. The oil is supplied to the advance hydraulic chamber R1 of the variable valve timing mechanism 10 through the oil passage Wa1. On the other hand, the oil is supplied from the retard side communication port Pb1 to the retard side hydraulic chamber R2 through the retard side oil passage Wb1. The hydraulic fluid discharged from the advance side hydraulic chamber R1 or the retard side hydraulic chamber R2 of the variable valve timing mechanism 10 is supplied from the advance side and retard side discharge ports Pd1 of the common hydraulic control valve 200. It is discharged into the pan 30. In the common hydraulic control valve 200, the communication ports Pa1, Pb1 and the supply / discharge ports Ps1, Pd1 are switched through a closed area CA, which is an area where both the communication ports Pa1, Pb1 are closed by a valve mechanism. It is done.

また、共通油圧制御弁２００には、オイルポンプＯＰによって圧送された作動油が供給ポートＰｓ２から供給され、この作動油が一方では進角側連絡ポートＰａ２から進角側油路Ｗａ２を通じて可変バルブタイミング機構１０の進角側油圧室Ｒ１に供給され、他方では遅角側連絡ポートＰｂ２から遅角側油路Ｗｂ２を通じて遅角側油圧室Ｒ２に供給される。また、可変バルブタイミング機構１０のそれら進角側油圧室Ｒ１あるいは遅角側油圧室Ｒ２から排出された作動油は、同共通油圧制御弁２００の進角側および遅角側の排出ポートＰｄ２からオイルパン３０へと排出される。なお、この共通油圧制御弁２００は、これら連絡ポートＰａ２，Ｐｂ２と給排ポートＰｓ２，Ｐｄ２とが閉塞領域ＣＡを経ずに切り替えられるように構成されている。   The common hydraulic control valve 200 is supplied with hydraulic oil pumped by the oil pump OP from the supply port Ps2, and this hydraulic oil is variable valve timing from the advance side communication port Pa2 through the advance side oil passage Wa2. It is supplied to the advance side hydraulic chamber R1 of the mechanism 10, and on the other hand, it is supplied from the retard side communication port Pb2 to the retard side hydraulic chamber R2 through the retard side oil passage Wb2. Further, the hydraulic oil discharged from the advance side hydraulic chamber R1 or the retard side hydraulic chamber R2 of the variable valve timing mechanism 10 is supplied from the advance side and the retard side discharge port Pd2 of the common hydraulic control valve 200. It is discharged into the pan 30. The common hydraulic control valve 200 is configured so that the communication ports Pa2 and Pb2 and the supply / discharge ports Ps2 and Pd2 can be switched without passing through the closed area CA.

このように共通油圧制御弁２００が構成されることで、進角側連絡ポートＰａ１および遅角側連絡ポートＰｂ１を通じて可変バルブタイミング機構１０における作動油の給排制御を行う場合と、進角側連絡ポートＰａ２および遅角側連絡ポートＰｂ２を通じた給排制御を行う場合とは、制御に対する作動油の給排態様が異なることとなる。   By configuring the common hydraulic control valve 200 in this way, when performing hydraulic oil supply / discharge control in the variable valve timing mechanism 10 through the advance side communication port Pa1 and the retard side communication port Pb1, the advance side communication is performed. The supply / discharge mode of the hydraulic oil for the control is different from the case where the supply / discharge control through the port Pa2 and the retard side communication port Pb2 is performed.

図６はこの共通油圧制御弁２００の具体的な構造、並びにその動作態様を示してものであり、次に、この図６を併せ参照して、その油圧制御弁として構成をさらに詳述する。
まず、共通油圧制御弁２００は、同図６（ａ）〜（ｄ）に示されるように、筒状のスリーブ２０１を備えており、このスリーブ２０１に、上記進角側油路Ｗａ１と接続される進角側連絡ポートＰａ１、上記遅角側油路Ｗｂ１と接続される遅角側連絡ポートＰｂ１がそれぞれ形成されている。また、このスリーブ２０１には同様に、上記進角側油路Ｗａ２と接続される進角側連絡ポートＰａ２、上記遅角側油路Ｗｂ２と接続される遅角側連絡ポートＰｂ２がそれぞれ形成されている。そして、このスリーブ２０１には、オイルパン３０からの作動油が供給される供給ポートＰｓ１，Ｐｓ２、そして上記進角側油圧室Ｒ１および遅角側油圧室Ｒ２から排出される作動油をオイルパン３０に戻す排出ポートＰｄ１，Ｐｄ２がそれぞれ形成されている。また、このスリーブ２０１内には、４つの円柱状の弁体Ｖａ１，Ｖｂ１，Ｖａ２，Ｖｂ２とともに、両端近傍に同じく円柱状からなる仕切りＳａ，Ｓｂが形成されたスプール２０２が設けられている。このうち、弁体Ｖａ１，Ｖｂ１は仕切りＳａ，Ｓｂと比べて、その軸方向における幅が大きく形成されている。一方、弁体Ｖａ２，Ｖｂ２は仕切りＳａ，Ｓｂと比べて、その軸方向における幅が小さく形成されている。なお、弁体Ｖａ１および弁体Ｖｂ１の幅はそれぞれ同一であって、その幅は、上記各連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１の径よりも大きく形成されており、弁体Ｖａ２および弁体Ｖｂ２の幅はそれぞれ同一であって、その幅は、上記各連絡ポートＰａ２，Ｐｂ２の径と等しく形成されている。また、スプール２０２は、スプリング２０４によって、例えば矢印Ｆ０１方向に常時付勢されており、この付勢力に抗する態様で、すなわち矢印Ｆ０２方向に作動するソレノイド２０３への通電の有無あるいは強弱によって、スリーブ２０１の内周に沿うようにその軸方向に往復運動する。 FIG. 6 shows a specific structure and operation mode of the common hydraulic control valve 200. Next, the configuration of the hydraulic control valve will be described in more detail with reference to FIG.
First, as shown in FIGS. 6A to 6D, the common hydraulic control valve 200 includes a cylindrical sleeve 201, which is connected to the advance side oil passage Wa1. The retard side communication port Pa1 and the retard side communication port Pb1 connected to the retard side oil passage Wb1 are formed. Similarly, the sleeve 201 is formed with an advance side communication port Pa2 connected to the advance side oil passage Wa2, and a retard side contact port Pb2 connected to the retard side oil passage Wb2. Yes. The sleeve 201 is supplied with the operating oil supplied from the oil pan 30 to the supply ports Ps1, Ps2, and the hydraulic oil discharged from the advance side hydraulic chamber R1 and the retard side hydraulic chamber R2. The discharge ports Pd1 and Pd2 for returning to are respectively formed. The sleeve 201 is provided with a spool 202 having four cylindrical valve bodies Va1, Vb1, Va2 and Vb2, and also formed with cylindrical partitions Sa and Sb in the vicinity of both ends. Among these, the valve bodies Va1 and Vb1 are formed with a larger width in the axial direction than the partitions Sa and Sb. On the other hand, the valve bodies Va2 and Vb2 are formed to have a smaller width in the axial direction than the partitions Sa and Sb. The widths of the valve body Va1 and the valve body Vb1 are the same, and the width is formed larger than the diameters of the communication ports Pa1 and Pb1, and the widths of the valve body Va2 and the valve body Vb2 are respectively It is the same, and the width | variety is formed equal to the diameter of each said communication port Pa2, Pb2. The spool 202 is always urged by a spring 204, for example, in the direction of an arrow F01. In a manner against this urging force, that is, depending on whether the solenoid 203 operating in the direction of the arrow F02 is energized or not, the sleeve Reciprocating in the axial direction along the inner periphery of 201.

ここで、まず切替弁４０によって進角側油路Ｗａ２および遅角側油路Ｗｂ２とが遮断された状態における共通油圧制御弁２００の動作態様を説明する。
例えば、ソレノイド２０３への通電がされていない状態、すなわちスプール２０２がスプリング２０４の付勢力のみによって矢印Ｆ０１方向に移動している状態では、図６（ａ）に示されるように、供給ポートＰｓ１と進角側連絡ポートＰａ１とが連通するとともに、排出ポートＰｄ１と遅角側連絡ポートＰｂ１とが連通する。このような状態では、図５に示した可変バルブタイミング機構１０は、その進角側油圧室Ｒ１の油量が増大される一方、遅角側油圧室Ｒ２の油量が減少されるため、機関バルブのバルブタイミングは進角側に制御される。 Here, first, an operation mode of the common hydraulic control valve 200 in a state where the advance side oil passage Wa2 and the retard side oil passage Wb2 are blocked by the switching valve 40 will be described.
For example, in a state where the solenoid 203 is not energized, that is, in a state where the spool 202 is moved in the direction of the arrow F01 only by the urging force of the spring 204, as shown in FIG. The advance side communication port Pa1 communicates, and the discharge port Pd1 and the retard side communication port Pb1 communicate. In such a state, the variable valve timing mechanism 10 shown in FIG. 5 increases the amount of oil in the advance side hydraulic chamber R1, while the amount of oil in the retard side hydraulic chamber R2 decreases. The valve timing of the valve is controlled to the advance side.

また、ソレノイド２０３への通電が最大限に行われた場合には、図６（ｂ）に示されるように、スプール２０２はスリーブ２０１内で矢印Ｆ０２方向に移動し、供給ポートＰｓ１と遅角側連絡ポートＰｂ１とが連通するとともに、排出ポートＰｄ１と進角側連絡ポートＰａ１とが連通する。このような状態では、図５に示した可変バルブタイミング機構１０は、その遅角側油圧室Ｒ２の油量が増大される一方、進角側油圧室Ｒ１の油量が減少されるため、機関バルブのバルブタイミングは遅角側に制御される。これら、図６（ａ），（ｂ）で示した状態においては、進角側連絡ポートＰａ２や遅角側連絡ポートＰｂ２を通じては、上記進角側油路Ｗａ２および遅角側油路Ｗｂ２が遮断されていることから、作動油の給排が行われない。   When the energization of the solenoid 203 is performed to the maximum extent, as shown in FIG. 6B, the spool 202 moves in the direction of the arrow F02 within the sleeve 201, and is connected to the supply port Ps1 and the retard side. The communication port Pb1 communicates with the discharge port Pd1 and the advance side communication port Pa1. In such a state, the variable valve timing mechanism 10 shown in FIG. 5 increases the oil amount in the retard side hydraulic chamber R2, while the oil amount in the advance side hydraulic chamber R1 decreases. The valve timing of the valve is controlled to the retard side. In these states shown in FIGS. 6A and 6B, the advance side oil passage Wa2 and the retard side oil passage Wb2 are blocked through the advance side communication port Pa2 and the retard side communication port Pb2. Therefore, hydraulic oil is not supplied or discharged.

一方、切替弁４０によって進角側油路Ｗａ２および遅角側油路Ｗｂ２が共に連通された状態における共通油圧制御弁２００の動作態様を説明する。
このような状態においては、ソレノイド２０３への通電態様によっては、共通油圧制御弁２００が、図６（ｃ）に示されるような状態になることがある。すなわち、供給ポートＰｓ２と進角側連絡ポートＰａ２とが連通するとともに、排出ポートＰｄ２と遅角側連絡ポートＰｂ２とが連通する。一方、進角側連絡ポートＰａ１および遅角側連絡ポートＰｂ１は共に、弁体Ｖａ１，Ｖｂ１によってそれぞれ閉塞される。このような状態では、図５に示した可変バルブタイミング機構１０は、その進角側油圧室Ｒ１の油量が増大される一方、遅角側油圧室Ｒ２の油量が減少されるため、機関バルブのバルブタイミングは進角側に制御される。 On the other hand, an operation mode of the common hydraulic control valve 200 in a state where the advance side oil passage Wa2 and the retard side oil passage Wb2 are both communicated by the switching valve 40 will be described.
In such a state, the common hydraulic control valve 200 may be in a state as shown in FIG. 6C depending on how the solenoid 203 is energized. That is, the supply port Ps2 and the advance side communication port Pa2 communicate with each other, and the discharge port Pd2 and the retard side communication port Pb2 communicate with each other. On the other hand, both the advance side communication port Pa1 and the retard side communication port Pb1 are closed by the valve bodies Va1 and Vb1, respectively. In such a state, the variable valve timing mechanism 10 shown in FIG. 5 increases the amount of oil in the advance side hydraulic chamber R1, while the amount of oil in the retard side hydraulic chamber R2 decreases. The valve timing of the valve is controlled to the advance side.

また、ソレノイド２０３への通電が最大限に行われた場合には、図６（ｄ）に示されるように、スプール２０２はスリーブ２０１内で矢印Ｆ０２方向に移動し、供給ポートＰｓ１と遅角側連絡ポートＰｂ１とが連通するとともに、排出ポートＰｄ１と進角側連絡ポートＰａ１とが連通する。この場合、上述した図６（ｂ）にて示した共通油圧制御弁２００とスプール２０２の位置は等しいが、切替弁４０の切り替えによって、連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１に加え連絡ポートＰａ２，Ｐｂ２を通じても作動油の給排が行われる。したがって、図５に示した可変バルブタイミング機構１０は、その遅角側油圧室Ｒ２の油量が図６（ｂ）の場合と比べてより迅速に増大される一方、進角側油圧室Ｒ１の油量が図６（ｂ）の場合と比べてより迅速に減少される。   When the energization of the solenoid 203 is performed to the maximum extent, as shown in FIG. 6D, the spool 202 moves in the direction of the arrow F02 within the sleeve 201, and the supply port Ps1 and the retard side The communication port Pb1 communicates with the discharge port Pd1 and the advance side communication port Pa1. In this case, the positions of the common hydraulic control valve 200 and the spool 202 shown in FIG. 6B described above are the same, but by switching the switching valve 40, it operates through the communication ports Pa2 and Pb2 in addition to the communication ports Pa1 and Pb1. Oil is supplied and discharged. Therefore, in the variable valve timing mechanism 10 shown in FIG. 5, the amount of oil in the retard side hydraulic chamber R2 is increased more rapidly than in the case of FIG. The amount of oil is reduced more rapidly than in the case of FIG.

そして、本実施形態においては、このような油圧制御弁２００が用いられて作動油の粘度に応じた制御が行われており、電子制御装置１００ｂを通じて実行される具体的な処理手順を図７を参照して説明する。   In this embodiment, such a hydraulic control valve 200 is used to perform control according to the viscosity of the hydraulic oil, and a specific processing procedure executed through the electronic control device 100b is shown in FIG. The description will be given with reference.

図７に示されるように、まず冷却水温センサ８によって検出された冷却水温Ｔｈｗが読み込まれ（ステップＳ２０）、この基準温度Ａとは、上記作動油の粘度を判定するために経験的に求められた値であり、この値よりも冷却水温Ｔｈｗが高いときには作動油の粘度が低いと推定され、逆にこの値以下であるときには作動油の粘度が高いと推定される。   As shown in FIG. 7, first, the coolant temperature Thw detected by the coolant temperature sensor 8 is read (step S20), and this reference temperature A is obtained empirically to determine the viscosity of the hydraulic oil. When the cooling water temperature Thw is higher than this value, it is estimated that the viscosity of the hydraulic oil is low, and conversely, when it is lower than this value, the viscosity of the hydraulic oil is estimated to be high.

そして、上記ステップＳ２１の判定結果が肯定の場合、すなわち作動油の粘度が低い場合、ステップＳ２２において、共通油圧制御弁２００と可変バルブタイミング機構１０とを接続する各油路Ｗａ２，Ｗｂ２を遮断状態とするように切替弁４０が切り替えられる。仮に、この遮断処理が行われることなく共通油圧制御弁２００が図６（ａ）や（ｂ）にて示したような状態になるよう制御した場合、各連絡ポートＰａ２，Ｐｂ２を通じた作動油の給排も同時に行われることとなる。そのため、作動油の粘度が低い状態では、可変バルブタイミング機構の各油圧室Ｒ１，Ｒ２との間で給排される作動油量が想定されるより多くなってしまうため、ハンチング等が発生もより顕著になってしまう。この点、まず切替弁４０による遮断処理が行われることにより、このような不具合を好適に抑制することができる。そしてその後は、ステップＳ２３に移行して、上記目標位相と実位相との偏差に基づき、共通油圧制御弁２００を通じて可変バルブタイミング機構１０への作動油の給排制御が行われる。   If the determination result in step S21 is affirmative, that is, if the viscosity of the hydraulic oil is low, the oil passages Wa2 and Wb2 connecting the common hydraulic control valve 200 and the variable valve timing mechanism 10 are shut off in step S22. The switching valve 40 is switched as follows. If the common hydraulic control valve 200 is controlled so as to be in the state shown in FIGS. 6A and 6B without performing this shut-off process, the hydraulic oil through the communication ports Pa2 and Pb2 is controlled. Supply and discharge are also performed at the same time. Therefore, in a state where the viscosity of the hydraulic oil is low, the amount of hydraulic oil supplied to and discharged from each of the hydraulic chambers R1, R2 of the variable valve timing mechanism becomes larger than expected. It becomes prominent. In this regard, such a problem can be suitably suppressed by first performing a shut-off process by the switching valve 40. Thereafter, the process proceeds to step S23, and supply / discharge control of hydraulic oil to the variable valve timing mechanism 10 is performed through the common hydraulic control valve 200 based on the deviation between the target phase and the actual phase.

一方、上記ステップＳ２１の判定結果が否定の場合、ステップＳ２４において、共通油圧制御弁２００と可変バルブタイミング機構１０とを接続する各油路Ｗａ２，Ｗｂ２が連通状態とされているように切替弁４０が切り替えられ、作動油の流通が許可される。そしてその後は、ステップＳ２３に移行して、上記目標位相と実位相との偏差に基づき共通油圧制御弁２００を通じて可変バルブタイミング機構１０への作動油の給排制御が行われる。なおこの場合、作動油の粘度が低いため、共通油圧制御弁２００が駆動されても即座には可変バルブタイミング機構１０の各油圧室Ｒ１，Ｒ２における作動油の給排は開始されないが、連絡ポートＰａ１，Ｐｂ１に加え、連絡ポートＰａ２，Ｐｂ２を通じても上記作動油の給排が行われるため、制御の応答性の悪化はより好適に抑制されることとなる。   On the other hand, if the determination result in step S21 is negative, in step S24, the switching valve 40 is set so that the oil passages Wa2 and Wb2 connecting the common hydraulic control valve 200 and the variable valve timing mechanism 10 are in communication. Is switched, and the distribution of hydraulic oil is permitted. After that, the process proceeds to step S23, and hydraulic oil supply / discharge control to the variable valve timing mechanism 10 is performed through the common hydraulic control valve 200 based on the deviation between the target phase and the actual phase. In this case, since the viscosity of the hydraulic oil is low, the supply and discharge of the hydraulic oil in the hydraulic chambers R1 and R2 of the variable valve timing mechanism 10 is not immediately started even when the common hydraulic control valve 200 is driven. Since the hydraulic fluid is supplied and discharged through the communication ports Pa2 and Pb2 in addition to Pa1 and Pb1, deterioration of control responsiveness is more preferably suppressed.

以上説明した本実施形態によれば、先の第１の実施形態の前記（１）および（２）の効果に準ずる効果に加え、以下の作用効果を奏することができる。
（３）一体の共通油圧制御弁２００を用いることで、第１の実施形態のバルブタイミング制御装置と比べて部品点数の削減、並びに省スペース化を図ることができるとともに、制御構造のさらなる簡略化を図ることができるようになる。 According to the present embodiment described above, in addition to the effects equivalent to the effects (1) and (2) of the previous first embodiment, the following operational effects can be achieved.
(3) By using the integrated common hydraulic control valve 200, it is possible to reduce the number of parts and save space as compared with the valve timing control device of the first embodiment, and further simplify the control structure. Can be planned.

（他の実施形態）
なお、上記第１および第２の実施形態は以下のように適宜変更して実施可能である。
・上記各実施形態においては、冷却水温Ｔｈｗ等の機関温度から作動油の粘度を推定することとしたが、これに代えて、図１あるいは図５に破線にて付記したように、油温センサ９を設け、作動油の粘度が同作動油自体の油温に基づいて推定される構成を採用してもよい。この場合、エンジンシステムによっては作動油の油温を測定するためのセンサ９が別途に必要となる可能性もあるが、こうして作動油の油温を直接計測することで、上述した作動油の粘度の推定精度もさらに高められるようになる。 (Other embodiments)
The first and second embodiments can be implemented with appropriate modifications as follows.
In each of the above embodiments, the viscosity of the hydraulic oil is estimated from the engine temperature such as the cooling water temperature Thw, but instead, as shown in FIG. 1 or FIG. 9 may be employed, and the viscosity of the hydraulic oil may be estimated based on the oil temperature of the hydraulic oil itself. In this case, depending on the engine system, there is a possibility that a separate sensor 9 for measuring the oil temperature of the hydraulic oil may be required. However, by directly measuring the oil temperature of the hydraulic oil in this way, the viscosity of the hydraulic oil described above can be obtained. The estimation accuracy is further improved.

・また、こうした油温センサ９を用いない場合であれ、上記機関温度としては冷却水温Ｔｈｗ以外にも、例えば吸気温度等、他の機関温度に基づいて作動油の粘度が推定される構成を採用してもよい。この場合も、冷却水温のように、内燃機関の運転を制御する上で通常に用いられるパラメータを用いれば、何ら特殊なセンサ等を必要とすることなく、上記作動油の粘度を推定することが可能ともなる。   In addition, even when such an oil temperature sensor 9 is not used, a configuration in which the viscosity of the hydraulic oil is estimated based on other engine temperatures, such as the intake air temperature, as the engine temperature, in addition to the cooling water temperature Thw, is adopted. May be. In this case as well, the viscosity of the hydraulic oil can be estimated without using any special sensor or the like if parameters normally used for controlling the operation of the internal combustion engine, such as the cooling water temperature, are used. It will be possible.

・上記の各油圧制御弁２００、２１０、２２０は、それぞれスプリングとソレノイドとによりスプールが互いに反対の方向に引っ張られる構成を示したが、このような構成に代えて、スプリングとソレノイドとが互いにスプールを押圧しあう構成を採用してもよい。また、両方向にソレノイドを備える油圧制御弁を採用するようにしてもよい。   The above-described hydraulic control valves 200, 210, and 220 each have a configuration in which the spool is pulled in the opposite direction by the spring and the solenoid, but instead of such a configuration, the spring and the solenoid are spooled together. You may employ | adopt the structure which presses. Moreover, you may make it employ | adopt the hydraulic control valve provided with a solenoid in both directions.

・第１の実施形態および第２の実施形態において、作動油の粘度が所定の粘度（温度）を境に変化した際には、まず切替弁４０により各油路Ｗａ２，Ｗｂ２の連通／許可状態を切り替えることとしたが、この処理は油圧制御弁の駆動の後に行うこととしてもよい。   In the first embodiment and the second embodiment, when the viscosity of the hydraulic oil changes from a predetermined viscosity (temperature) as a boundary, first, the communication valve / communication state of the oil passages Wa2 and Wb2 by the switching valve 40 However, this process may be performed after the hydraulic control valve is driven.

・また、切替弁４０を設ける位置としては、オイルパン３０と給排ポートＰｓ２，Ｐｄ２とを接続する通路を採用することもできる。
・第１の実施形態および第２の実施形態において、油圧制御弁２００，２１０，２２０におけるオーバーラップ長の長さは本実施形態で示した値に限定されず、弁体と各連絡ポートとの関係を調整することで変更可能である。 -Moreover, as a position which provides the switching valve 40, the channel | path which connects the oil pan 30 and the supply / discharge port Ps2, Pd2 can also be employ | adopted.
-In 1st Embodiment and 2nd Embodiment, the length of the overlap length in hydraulic control valve 200,210,220 is not limited to the value shown by this embodiment, A valve body and each connection port It can be changed by adjusting the relationship.

・さらに、オーバーラップ長の異なる３つ以上の油圧制御弁を用意するとともに、作動油の粘度についても３段階以上の範囲で推定し、それら推定される粘度に見合った油圧制御弁をさらに細かく使い分ける構成としてもよい。   ・ Furthermore, prepare three or more hydraulic control valves with different overlap lengths, and also estimate the viscosity of hydraulic oil in three or more stages, and use the hydraulic control valves that match the estimated viscosity in more detail. It is good also as a structure.

本発明にかかる内燃機関のバルブタイミング制御装置の第１の実施形態について、その概略構成を示す油圧回路図およびブロック図。1 is a hydraulic circuit diagram and a block diagram showing a schematic configuration of a first embodiment of a valve timing control device for an internal combustion engine according to the present invention. （ａ）〜（ｄ）は、同第１の実施形態の装置に採用される第１の油圧制御弁の具体的な構造、並びにその動作態様を示す部分断面図。(A)-(d) is a fragmentary sectional view which shows the specific structure of the 1st hydraulic control valve employ | adopted as the apparatus of the 1st Embodiment, and its operation | movement aspect. （ａ），（ｂ）は、同第１の実施形態の装置に採用される第２の油圧制御弁の具体的な構造、並びにその動作態様を示す部分断面図。(A), (b) is a fragmentary sectional view which shows the concrete structure of the 2nd hydraulic control valve employ | adopted as the apparatus of the 1st Embodiment, and its operation | movement aspect. 同第１の実施形態によるバルブタイミング制御手順を示すフローチャート。7 is a flowchart showing a valve timing control procedure according to the first embodiment. 本発明にかかる内燃機関のバルブタイミング制御装置の第２の実施形態について、その概略構成を示す油圧回路図およびブロック図。The hydraulic circuit diagram and block diagram which show the schematic structure about 2nd Embodiment of the valve timing control apparatus of the internal combustion engine concerning this invention. （ａ）〜（ｄ）は、同第２の実施形態の装置に採用される共通油圧制御弁の具体的な構造、並びにその動作態様を示す部分断面図。(A)-(d) is a fragmentary sectional view which shows the specific structure of the common hydraulic control valve employ | adopted as the apparatus of the 2nd Embodiment, and its operation | movement aspect. 同第２の実施形態によるバルブタイミング制御手順を示すフローチャート。7 is a flowchart showing a valve timing control procedure according to the second embodiment. 従来のバルブタイミング制御装置が適用される内燃機関の概略構成を示す斜視図。The perspective view which shows schematic structure of the internal combustion engine to which the conventional valve timing control apparatus is applied. 従来のバルブタイミング制御装置の可変バルブタイミング機構との関係およびその油圧制御系を示す概略図。The schematic diagram which shows the relationship with the variable valve timing mechanism of the conventional valve timing control apparatus, and its hydraulic control system.

符号の説明Explanation of symbols

ＣＡ…閉塞領域、Ｌ１…長さ、Ｒ１…進角側油圧室、Ｒ２…遅角側油圧室、Ｖａ，Ｖｂ，Ｖａ１，Ｖａ２，Ｖｂ１，Ｖｂ２…弁体、Ｐａ１，Ｐａ２…進角側連絡ポート、Ｐｂ１，Ｐｂ２…遅角側連絡ポート、Ｐｓ１，Ｐｓ２…供給ポート、Ｐｄ１，Ｐｄ２…排出ポート、１…クランクシャフト、１０…可変バルブタイミング機構、４０…切替弁、２００…共通油圧制御弁、２１０…第１の油圧制御弁、２２０…第２の油圧制御弁。   CA ... occlusion region, L1 ... length, R1 ... advanced side hydraulic chamber, R2 ... retarded side hydraulic chamber, Va, Vb, Va1, Va2, Vb1, Vb2 ... valve, Pa1, Pa2 ... advanced side communication port , Pb1, Pb2 ... retard side communication port, Ps1, Ps2 ... supply port, Pd1, Pd2 ... discharge port, 1 ... crankshaft, 10 ... variable valve timing mechanism, 40 ... switching valve, 200 ... common hydraulic control valve, 210 ... first hydraulic control valve, 220 ... second hydraulic control valve.

Claims (6)

内燃機関のクランクシャフトと該クランクシャフトに駆動連結されるカムシャフトとの間に介在されてそれらクランクシャフトとカムシャフトとの相対回転位相を変位せしめることにより機関バルブの開閉タイミングを可変とする可変バルブタイミング機構と、この可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室にそれぞれ接続される進角側連絡ポートおよび遅角側連絡ポートおよびこれら各連絡ポートとの間で作動油の給排を行う給排ポートを有して前記クランクシャフトとカムシャフトとの相対回転位相の変位に際し可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室の間での作動油の給排量を調量する油圧制御機構とを備える内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記油圧制御機構は、前記進角側連絡ポートおよび前記遅角側連絡ポートをそれぞれ開閉すべく連動して移動する弁体によってそれら各連絡ポートが共に塞がれる区間の長さであるオーバーラップ長の異なる複数の弁機構を含み、それら複数の弁機構が前記作動油の粘度の変化に応じて切替使用される
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。 A variable valve that is interposed between a crankshaft of an internal combustion engine and a camshaft that is drivingly connected to the crankshaft to displace the relative rotational phase of the crankshaft and the camshaft to vary the opening / closing timing of the engine valve. The hydraulic fluid is supplied between the timing mechanism and the advance side retard port and the retard side contact port connected to the advance side hydraulic chamber and the retard side hydraulic chamber of the variable valve timing mechanism, respectively. Supply / discharge amount of hydraulic oil between the advance side hydraulic chamber and the retard side hydraulic chamber of the variable valve timing mechanism when the relative rotation phase of the crankshaft and the camshaft is displaced by having a supply / discharge port for discharging In a valve timing control device for an internal combustion engine comprising a hydraulic control mechanism for metering
The hydraulic control mechanism includes an overlap length that is a length of a section in which the connection ports are closed together by valve bodies that move in conjunction to open and close the advance side communication port and the retard side connection port, respectively. A valve timing control device for an internal combustion engine, comprising: a plurality of different valve mechanisms, wherein the plurality of valve mechanisms are switched according to a change in viscosity of the hydraulic oil. 前記油圧制御機構は、前記各連絡ポートが共に塞がれる区間の長さであるオーバーラップ長の異なる複数の弁機構として、前記各連絡ポートと前記給排ポートとが閉塞領域を経て切り替えられる第１の油圧制御弁と、前記各連絡ポートと前記給排ポートとが閉塞領域を経ずに切り替えられる第２の油圧制御弁とを備えるとともに、第２の油圧制御弁の各連絡ポートおよび給排ポートのいずれか一方には、それらポートへの作動油の流通を遮断／許可する切替弁が設けられ、前記作動油の粘度が低い期間は、前記切替弁が遮断状態に制御されるとともに、前記第１の油圧制御弁によって前記可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室の間での作動油の給排が制御され、前記作動油の粘度が高い期間は、前記第１の油圧制御弁が前記閉塞領域に、且つ前記切替弁が流通許可状態にそれぞれ制御されるとともに、前記第２の油圧制御弁によって前記可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室の間での作動油の給排が制御される
請求項１に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置。 In the hydraulic control mechanism, as the plurality of valve mechanisms having different overlap lengths, which are the lengths of the sections where the communication ports are closed together, the communication ports and the supply / discharge port are switched through a closed region. 1 hydraulic control valve, each communication port, and the second hydraulic control valve in which the supply / exhaust port can be switched without passing through the closed region, and each communication port and supply / discharge of the second hydraulic control valve. Any one of the ports is provided with a switching valve for blocking / permitting the flow of the hydraulic oil to the ports, and during the period when the viscosity of the hydraulic oil is low, the switching valve is controlled to be in a blocking state, The first hydraulic control valve controls the supply and discharge of the hydraulic oil between the advance side hydraulic chamber and the retard side hydraulic chamber of the variable valve timing mechanism, and during the period when the viscosity of the hydraulic oil is high, Hydraulic control valve The switching valve is controlled to be in a flow-permitted state in the closed region, and the second hydraulic control valve is operated between the advance side hydraulic chamber and the retard side hydraulic chamber by the variable valve timing mechanism. The valve timing control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein oil supply / discharge is controlled. 前記油圧制御機構は、前記各連絡ポートが共に塞がれる区間の長さであるオーバーラップ長の異なる複数の弁機構として、前記各連絡ポートと前記給排ポートとが閉塞領域を経て切り替えられる第１の油圧制御弁と、この第１の油圧制御弁と一体化されたスプール弁を有して前記各連絡ポートと前記給排ポートとが閉塞領域を経ずに切り替えられる第２の油圧制御弁とを備えるとともに、第２の油圧制御弁の各連絡ポートおよび給排ポートのいずれか一方には、それらポートへの作動油の流通を遮断／許可する切替弁が設けられ、前記作動油の粘度が低い期間は、前記切替弁が遮断状態に制御されるとともに、前記第１の油圧制御弁によって前記可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室の間での作動油の給排が制御され、前記作動油の粘度が高い期間は、前記切替弁が流通許可状態に制御されるとともに、前記第２の油圧制御弁によって前記可変バルブタイミング機構の進角側油圧室および遅角側油圧室の間での作動油の給排が制御される
請求項１に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置。 In the hydraulic control mechanism, as the plurality of valve mechanisms having different overlap lengths, which are the lengths of the sections where the communication ports are closed together, the communication ports and the supply / discharge port are switched through a closed region. A first hydraulic control valve, and a second hydraulic control valve having a spool valve integrated with the first hydraulic control valve, wherein the communication ports and the supply / exhaust port are switched without passing through a closed region. And a switching valve for blocking / permitting the flow of the hydraulic oil to each of the communication ports and the supply / discharge port of the second hydraulic control valve is provided, and the viscosity of the hydraulic oil During a low period, the switching valve is controlled to be shut off, and the first hydraulic control valve supplies hydraulic fluid between the advance side hydraulic chamber and the retard side hydraulic chamber of the variable valve timing mechanism. Drainage is controlled During a period when the viscosity of the hydraulic oil is high, the switching valve is controlled to be in a flow-permitted state, and between the advance hydraulic chamber and the retard hydraulic chamber of the variable valve timing mechanism by the second hydraulic control valve. The valve timing control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein supply / discharge of hydraulic oil at the engine is controlled. 前記作動油の粘度が内燃機関の機関温度に基づいて推定され、該機関温度が一定の温度を超えている期間が前記作動油の粘度が低い期間として認識され、同機関温度がこの一定の温度以下となっている期間が前記作動油の粘度が高い期間として認識される
請求項２または３に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置。 The viscosity of the hydraulic oil is estimated based on the engine temperature of the internal combustion engine, a period in which the engine temperature exceeds a certain temperature is recognized as a period in which the viscosity of the hydraulic oil is low, and the engine temperature is the constant temperature. 4. The valve timing control device for an internal combustion engine according to claim 2, wherein the following period is recognized as a period during which the viscosity of the hydraulic oil is high. 前記機関温度が前記内燃機関の冷却水の温度として求められる
請求項４に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置。 The valve timing control device for an internal combustion engine according to claim 4, wherein the engine temperature is obtained as a temperature of cooling water of the internal combustion engine. 前記作動油の粘度が同作動油自体の油温に基づいて推定され、該作動油温が一定の温度を超えている期間が前記作動油の粘度が低い期間として認識され、同作動油温がこの一定の温度以下となっている期間が前記作動油の粘度が高い期間として認識される
請求項２または３に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置。 The viscosity of the hydraulic oil is estimated based on the oil temperature of the hydraulic oil itself, and a period in which the hydraulic oil temperature exceeds a certain temperature is recognized as a period in which the viscosity of the hydraulic oil is low. The valve timing control device for an internal combustion engine according to claim 2 or 3, wherein a period during which the temperature is equal to or lower than the predetermined temperature is recognized as a period during which the viscosity of the hydraulic oil is high.
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