JP3865020B2

JP3865020B2 - Valve timing adjustment device

Info

Publication number: JP3865020B2
Application number: JP10103998A
Authority: JP
Inventors: 佐藤　　修
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 1998-04-13
Filing date: 1998-04-13
Publication date: 2007-01-10
Anticipated expiration: 2018-04-13
Also published as: JPH11294121A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関（以下、「内燃機関」をエンジンという）の排気弁の開閉タイミング（以下、「開閉タイミング」をバルブタイミングという）を運転条件に応じて変更するためのバルブタイミング調整装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、エンジンのクランクシャフトと同期回転するタイミングプーリやチェーンスプロケットを介してカムシャフトを駆動し、タイミングプーリやチェーンスプロケットとカムシャフトとの相対回動による位相差により吸気弁および排気弁の少なくともいずれか一方のバルブタイミングを制御するベーン式のバルブタイミング調整装置が知られている。
【０００３】
ベーン式のバルブタイミング調整装置は、タイミングプーリとともに回転するハウジング内に、カムシャフトとともに回転するベーンを収容している。そして、ハウジングに対するベーンの相対回転位相差を油圧により調整することにより、カムシャフトとタイミングプーリとを相対的に回動させ、エンジンの運転条件に応じて吸気弁および排気弁の少なくともいずれか一方のバルブタイミングを調整している。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
エンジンバルブの開閉時期を制御する位相制御のバルブタイミング調整装置では、エンジンの安定性向上、燃費の向上、あるいは排気エミッションを低減することを目的としており、エンジンの低負荷時においては吸入空気量が少ないため、エンジンのシリンダ内に燃焼を悪化させる残留排気ガスが少ないことが望ましい。吸気弁と排気弁とが同時に開いている期間（オーバーラップ期間）において、吸気側はスロットルにより負圧であり、排気側は正圧であるので、排ガスが吸気側に吹き返し、燃焼が悪化したり、失火したりする場合がある。このため、排気弁の閉じる時期が早く、吸気弁の開く時期が遅いことが要求される。また、吸気弁の閉じる時期が遅いと、ポンピングロスを低減し、燃費を向上することができる。したがって、アイドル運転および始動時には、排気弁の閉じる時期が早く、吸気弁の開く時期が遅い基本位相に制御する必要がある。ここで、この基本位相の吸気側の条件を最遅角とし、排気側の条件を最進角とする。
【０００５】
しかし、エンジンの中負荷以上においてはＥＧＲ量を制御し、ポンピングロスの低減を内部ＥＧＲにより行い、燃費の向上と排気エミッションの低減をさせるため、吸気側の開弁時期を早くしたり、排気側の閉弁時期を遅くする必要がある。すなわち、吸気弁を進角方向に制御し、排気弁を遅角方向に制御する。
さらに、エンジンの全負荷においては、大量の空気をエンジンのシリンダ内に入れる必要があるため、低速においては早く吸気弁を閉じてマニホールドへの逆流を防止し、高速においては空気の慣性を利用して遅く吸気弁を閉じる必要がある。また排気側は、排気脈動を最大限利用できる位相に排気弁を制御し、排気脈動を利用することができない場合、最進角に制御する必要がある。すなわち排気側は、エンジンの低負荷から負荷に応じて、排気弁を最進角から遅角方向に制御し、再び進角方向に制御する必要がある。
【０００６】
しかしながら、このとき運転条件が変化した場合、素早く要求位相に吸排気弁を制御可能なことが望ましい。吸排気弁の制御が不可能な場合、エンジンの失火や燃焼不安定などの問題が発生する。通常、エンジンの油圧ポンプはクランクシャフトによって駆動される。しかし結果として、エンジンの回転数によって吐出油量が変化し、低回転時において、吐出油量は低下する。このため、特に高油温時、漏れと粘度の低下により油圧が減少し、アクチュエータの作動が行われなくなる場合がある。このとき吸気側は、カムシャフトの駆動トルクによって遅角されるため、基本位相となり得る。しかし排気側は、吸気側と同じ油圧ピストン面積のアクチュエータを適用した場合、基本位置に制御することが不可能となり、エンジンのシリンダ内に残留ガスが増大し、失火したり、エンジンが停止したりすることがある。
【０００７】
そこで、特開平９−２６４１１０号公報に開示されるバルブタイミング調整装置では、スプリングによる付勢力を用いて吸気側を遅角位置あるいは排気側を進角位置に移動させることにより、上記の課題を解決している。上記の従来技術においては、排気側のスプリングの付勢力を油圧作動室へ吸排される油圧による力よりも小さく設定している。上記の油圧作動室へ吸排される油圧による力はベーンの面積に依存するが、しかし、上記の従来技術にはベーンの面積に関して開示がされていない。例えばエンジンが高温になり、油の粘度が低下してアクチュエータ部の油圧がなくなった場合、あるいはエンジンが低温で油の粘度が高くなり、油圧ポンプからアクチュエータ部まで油が送られて来なくなった場合、アクチュエータ部に油圧が発生しなくなる。排気側の進角動作を行うため、排気側のスプリングによる付勢力は、温度および回転数の条件におけるエンジンの平均トルク以上が必要となる。排気側の進角動作が不可能な場合、排気弁の閉時期が遅れ、吸気弁と排気弁とのオーバーラップ期間が過大となり、各気筒内の残留ガスが増大し、燃焼不安定によりエンジンが停止したり、エンジンの再始動が不可能になる恐れがある。
【０００８】
高油温時のアイドル時のカムシャフトの平均トルク以上の付勢力を有するスプリングを排気側に搭載すれば上記の問題は解決される。しかし、必要以上に大きな付勢力を有するスプリングを排気側に搭載した場合、その付勢力に打ち勝つようにベーンの面積を増加させる必要があり、アクチュエータの体格が大型化したり、ベーンの枚数が増加して製造コストが増大したり、あるいは位相可変に必要な油の流量が増加して応答性が低下するという問題が発生する。さらにスプリングの付勢力を上記の平均トルクの２倍以上に設定した場合、スプリングを搭載しないバルブタイミング調整装置に比べて応答性が確実に低下するという問題が発生する。
【０００９】
そこで、駆動力伝達手段としてリング状歯車を備え、スプリングの付勢力を規定したバルブタイミング調整装置として、特開平９−１７０４０８号公報に開示されるバルブタイミング調整装置が知られている。特開平９−１７０４０８号公報に開示されるバルブタイミング調整装置においては、スプリングの付勢力をある範囲内に設定している。しかし、カムシャフトには通常トルク変動があり、その変動トルクが上記のスプリングの付勢力を越えると位相可変の調節ピストンが移動し、トルク変動によりスプリングの付勢力が回復すると逆方向に調整ピストンが移動してストッパに衝突し、エンジンの始動時等に毎回打音が発生するという問題があった。
【００１０】
本発明はこのような問題を解決するためになされたものであり、簡単な構成で、通常時の応答性を悪化させることなく、確実に動作可能なバルブタイミング調整装置を提供することを目的とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
本発明の請求項１記載のバルブタイミング調整装置によると、駆動軸に対し従動軸が進角する方向にベーン部材を付勢する第１の付勢手段の付勢力は、高油温時のアイドル時の従動軸の平均トルク以上、かつこの平均トルクの２倍以下である。このため、エンジンのアイドル以上の常用回転域において、流体圧力がなくてもベーン部材を進角方向に回動することが可能になり、排気弁を最進角位置に移動することが可能となる。したがって、排気弁と吸気弁とが重複して開弁するオーバーラップ期間を少なくともエンジン始動可能な程度に減少可能であるため、エンジン始動性が向上する。さらに、吸気弁から吸入した燃料が未燃燃料となって排気弁から排出される量を低減することができる。さらにまた、ハウジング部材内に形成された収容室に流入する流体の流量を減少することにより、位相変換の応答性を改善することができる。
【００１２】
本発明の請求項２記載のバルブタイミング調整装置によると、拘束手段の当接部は、駆動手段から供給される流体圧力を受けてハウジング部材とベーン部材との拘束を解除する第１および第２受圧面を有しており、ハウジング部材に対してベーン部材を進角方向に相対回転させるように駆動手段から供給される第１流体圧力が作用する第１受圧面は、ハウジング部材に対してベーン部材を遅角方向に相対回転させるように駆動手段から供給される第２流体圧力が作用する第２受圧面よりも受圧面積が小さい。このため、流体供給源を大型化して作動流体圧力を増加させることなく、ならびに当接部を大型化して受圧面積を増加させることなく、作動流体の低圧時においても拘束手段によるにハウジング部材とベーン部材との拘束が確実に解除される。したがって、ハウジング部材とベーン部材との相対回動が可能となる。
【００１３】
本発明の請求項３記載のバルブタイミング調整装置によると、第１受圧面に作用する圧力は、第１の付勢手段の付勢力と第１流体圧力とにより最進角時に発生するトルクが高油温時のアイドル時の従動軸の変動トルクの正ピークトルクよりも大きくなるように設定されている。このため、エンジン始動時において、配管や収容室から流体が漏れて流体圧力がなくなっても確実にベーン部材を拘束することができる。さらに、流体圧力が復帰した場合、確実にハウジング部材とベーン部材との拘束を解除してハウジング部材とベーン部材との相対回動が可能となる。さらにまた、流体圧力が低下し、変動トルクの正ピークトルクに耐えるだけの流体圧力を発生することができなくなった場合、ハウジング部材とベーン部材とを速やかに拘束状態にし、ハウジング部材とベーン部材との打音の発生を確実に防止することができる。
【００１４】
本発明の請求項４記載のバルブタイミング調整装置によると、第２受圧面に作用する圧力は、第１の付勢手段の付勢力から従動軸の平均トルクを差引いたトルクを発生するときの圧力以上、かつ従動軸の変動トルクの負ピークトルクよりも大きいトルクを発生するときの圧力以下である。このため、排気弁を遅角方向に移動させようと制御した場合、流体制御弁を制御して従動軸の位相を保持させる圧力に流体圧力を設定しておけば、従動軸の変動トルクの負ピークトルクにより第２受圧面に流体圧力が作用し、拘束手段の当接部にせん断力がかかって引掛かることなくハウジング部材とベーン部材との拘束を速やかに解除することができる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を示す実施例を図面に基づいて説明する。
本発明の一実施例によるエンジン用バルブタイミング調整装置を図１〜図５に示す。本実施例のバルブタイミング調整装置１００は油圧制御式であり、排気弁のバルブタイミングを制御するものである。
【００１６】
図１に示すタイミングプーリ８は、図示しないタイミングベルトにより図示しないエンジンの駆動軸としてのクランクシャフトと結合して駆動力を伝達され、クランクシャフトと同期して回転する。フロント部材５０はプレート部５１および軸受部５２からなり、ボルト５３によりプレート部５１とタイミングプーリ８と後述するシューハウジング７とが結合されている。従動軸としてのカムシャフト１は、タイミングプーリ８から駆動力を伝達され、図示しない吸気弁を開閉駆動する。カムシャフト１は、図示しないシリンダヘッドに支持され、タイミングプーリ８に対し所定の位相差をおいて相対回動可能である。タイミングプーリ８およびカムシャフト１は図１の左方向からみて時計方向に回転する。以下、この回転方向を進角方向とする。
【００１７】
シューハウジング７は、タイミングプーリ８およびフロント部材５０とともにハウジング部材を構成している。ベーンロータ４の軸方向両端面はタイミングプーリ８およびフロント部材５０のプレート部５１により覆われている。タイミングプーリ８、シューハウジング７およびフロント部材５０は駆動側回転体を構成し、互いにボルト５３により同軸上に結合されている。
【００１８】
第１の付勢手段としての捩じりスプリング６０はタイミングプーリ８に形成された円周溝６１に挿入され、一方の端部はタイミングプーリ８に固定され、他方の端部はベーンロータ４に固定されている。捩じりスプリング６０は、タイミングプーリ８に対しベーンロータ４が進角する方向、すなわちクランクシャフトに対しカムシャフト１が進角する方向にベーンロータ４を付勢している。捩じりスプリング６０の付勢力は、高油温時のアイドル時のカムシャフト１の平均トルク以上、かつこの平均トルクの２倍以下となるように設計されている。
【００１９】
図２に示すように、シューハウジング７は周方向にほぼ等間隔に台形状に形成されたシュー７ａ、７ｂ、７ｃを有している。シュー７ａ、７ｂ、７ｃの周方向の三箇所の間隙にはそれぞれベーン部材としてのベーン４ａ、４ｂ、４ｃを収容する扇状空間部５５が形成されており、シュー７ａ、７ｂ、７ｃの内周面は断面円弧状に形成されている。
【００２０】
ベーンロータ４は周方向にほぼ等間隔にベーン４ａ、４ｂ、４ｃを有し、このベーン４ａ、４ｂ、４ｃがシュー７ａ、７ｂ、７ｃの周方向の間隙に形成されている扇状空間部５５に回動可能に収容されている。図２に示す遅角方向、進角方向を表す矢印は、シューハウジング７に対するベーンロータ４の遅角方向、進角方向を表している。図２において、各ベーンは各扇状空間部５５の一方の周方向端部に位置し、ベーンロータ４はシューハウジング７に対し最進角位置にある。最進角位置は、ベーン４ａの進角側側面がシュー７ａの遅角側側面に係止されることにより規定されている。図１に示すように、ベーンロータ４は、ボルト５によりカムシャフト１に一体に結合されており、ブッシュ６はベーンロータ４に圧入支持され、従動側回転体を構成している。ボルト５に設けられた穴３２は、油路１４からの作動油によりカムシャフト１をスプロケット８との軸受部を潤滑するものである。
【００２１】
カムシャフト１およびブッシュ６はそれぞれフロント部材５０の軸受部５２に相対回動可能に嵌合している。したがって、カムシャフト１およびベーンロータ４はタイミングプーリ８およびシューハウジング７に対して同軸に相対回動可能である。
図２に示すように、シール部材９はベーンロータ４の外周壁に嵌合している。ベーンロータ４の外周壁とシューハウジング７の内周壁との間には微小クリアランスが設けられており、このクリアランスを介して油圧室間に作動油が漏れることをシール部材９により防止している。
【００２２】
図４に示すように、ガイドリング９１はベーン４ａの内壁に圧入保持され、このガイドリング９１に当接部としてのストッパピストン１７が挿入されている。ストッパピストン１７は、ほぼ同一外径の有底円筒状に形成されており、有底の円筒部１７ａと円筒部１７ａの開口端部に設けられたフランジ部１７ｂとからなる。ストッパピストン１７はカムシャフト１の軸方向に摺動可能にガイドリング９１に収容されている。ストッパピストン１７は第２の付勢手段としてのスプリング１６によりタイミングプーリ８側に付勢されている。タイミングプーリ８に形成されたストッパ穴８ａに被当接部としてのテーパ穴５４ａを有する嵌合リング５４が圧入保持されており、ストッパピストン１７は図２に示す最遅角位置においてテーパ穴５４ａに嵌合可能である。ストッパピストン１７がテーパ穴５４ａに嵌合し、ストッパピストン１７がテーパ穴５４ａに回転方向で当接した状態ではシューハウジング７に対するベーンロータ４の相対回動は拘束される。つまり、ストッパピストン１７とテーパ穴５４ａとは最遅角位置において拘束位置にある。ストッパピストン１７、テーパ穴５４ａおよびスプリング１６は拘束手段を構成している。
【００２３】
フランジ部１７ｂの右側の油圧室１８は、図２に示す油路１９を介して後述する進角油圧室８５と連通している。また、円筒部１７ａの先端側に形成された油圧室２７は、図２に示す油路３１を介して後述する遅角油圧室８０と連通している。油圧室１８の油圧を受けるフランジ部１７ｂの第１受圧面の面積は、油圧室２７の油圧を受ける円筒部１７ａの第２受圧面の面積よりも小さくなるように設定されている。第１受圧面および第２受圧面がそれぞれ油圧室１８と油圧室２７との作動油から受ける力はテーパ穴５４ａからストッパピストン１７を抜け出させる方向に働く。第１受圧面の受圧面積はフランジ部１７ｂと円筒部１７ａの径差に相当する環状部の面積にほぼ等しく、第２受圧面の受圧面積は円筒部１７ａの断面積にほぼ等しい。進角油圧室８５または遅角油圧室８０に所定圧以上の作動油が供給されると、これら作動油の油圧によりスプリング１６の付勢力に抗してストッパピストン１７はテーパ穴５４ａから抜け出す。
【００２４】
ストッパピストン１７の位置とテーパ穴５４ａの位置とは、シューハウジング７に対してベーンロータ４が最進角位置にあるとき、つまりクランクシャフトに対してカムシャフト１が最進角位置にあるときにスプリング１６の付勢力によりストッパピストン１７がテーパ穴５４ａに嵌合可能な位置に設定されている。
図１に示すように、ベーン４ａのフロント部材５０側にストッパピストン１７の背圧室３０と連通する連通路２９が形成されている。連通路２９は最進角位置において軸受部５２に形成された図示しない油路を経由して図示しないエンジンの油潤滑空間に大気開放されているので、最進角位置において背圧室３０は大気開放されている。したがって、最進角位置においてストッパピストン１７の移動が妨げられない。
【００２５】
図２に示すように、シュー７ａとベーン４ａとの間に遅角油圧室８０が形成され、シュー７ｂとベーン４ｂとの間に遅角油圧室８１が形成され、シュー７ｃとベーン４ｃとの間に遅角油圧室８２が形成されている。また、シュー７ａとベーン４ｂとの間に進角油圧室８３が形成され、シュー７ｂとベーン４ｃとの間に進角油圧室８４が形成され、シュー７ｃとベーン４ａとの間に進角油圧室８５が形成されている。
【００２６】
図２に示すように、ベーンロータ４には、カムシャフト１との当接部において油路１３が設けられており、ブッシュ６との当接部において油路１２が設けられている。図３および図５に示すように、油路１３は、油路１２を介してカムシャフト１とボルト５との間に形成された油路１４、およびハウジング１０１に形成された油路１５を経由し、切換弁４２を介して駆動手段としての油圧ポンプ４０またはドレイン４１と連通している。油圧ポンプ４０はエンジン潤滑油の駆動源を兼ねている。さらに油路１３は、図２に示すように、遅角油圧室８０、８１、８２と連通している。また、油路１３は、油路３１を介して油圧室２７と連通している。ここで、遅角油圧室８０、８１、８２に供給される作動油の油圧は第２流体圧力である。
【００２７】
図３および図５に示すように、フロント部材５０のプレート部５１には、ベーンロータ４との当接部において油路３２が設けられており、油路３２は、フロント部材５０の軸受部５２に形成された油路３３、およびハウジング１０１に形成された全周溝１１を介してハウジング１０１に形成された油路１６、１７を経由し、切換弁４２を介して油圧ポンプ４０またはドレイン４１と連通している。さらに油路３２は、進角油圧室８３、８４、８５と連通しており、図２に示す油路１９を介して油圧室１８と連通している。ここで、進角油圧室８３、８４、８５に供給される作動油の油圧は第１流体圧力である。切換弁４２は電子制御装置（ＥＣＵ）４３からの指示により、油路１５および１７と油圧ポンプ４０およびドレイン４１との接続状態を切換える。
【００２８】
拘束手段の遅角側解除油圧は、図６に矢印で示す遅角側設定範囲に設定されている。すなわち、図６に示すように、第２受圧面に作用する圧力は、進角スプリングトルクつまり捩じりスプリング６０の付勢力から高油温時のアイドル時のカムシャフト１の平均駆動トルクを差引いたトルクを発生するときの圧力以上、かつ高油温時のアイドル時のカムシャフト１の変動トルクの負ピークトルクよりも大きいトルクを発生するときの圧力以下に設定されている。
【００２９】
また、拘束手段の進角側解除油圧は、図６に矢印で示す進角側設定範囲に設定されている。すなわち、図６に示すように、第１受圧面に作用する圧力は、捩じりスプリング６０の付勢力と第１流体圧力とにより最進角時に発生するトルクが高油温時のアイドル時のカムシャフト１の変動トルクの正ピークトルクよりも大きくなるように設定されている。
【００３０】
次に、バルブタイミング調整装置１の作動を説明する。
(1) エンジンが正常停止すると、遅角油圧室８０、８１、８２はドレン側に解放され、各進角油圧室８３、８４、８５には作動油圧が加わった状態で保持されるようにＥＣＵ４３からの指示により切換弁４２が切換制御される。すると、シューハウジング７に対しベーンロータ４が最進角位置に移動し、拘束手段によりタイミングプーリ８とベーンロータ４とが結合されるので、タイミングプーリ８に対してカムシャフト１が最進角位置に保持される。
【００３１】
本実施例では、図２に示す最進角状態において排気弁と吸気弁との開弁期間が重複しないように設計されているので、内部ＥＧＲ量を低減でき、エンジンは正常に始動する。エンジンが始動しても、各油路および各油圧室に加わる作動油圧が所定圧より大きくなるまでは、拘束手段によりタイミングプーリ８とベーンロータ４とは結合された状態に保持されているので、タイミングプーリ８に対してカムシャフト１は最進角位置にある。
【００３２】
(2) エンジンが正常運転に移行し各油路および各油圧室に所定圧よりも油圧の大きい作動圧油が導入されると、高油温時のアイドル時のカムシャフト１の変動トルクの負ピークトルクにより第２受圧面に圧力が作用し、拘束手段によるタイミングプーリ８とベーンロータ４との結合が解除される。このとき、ストッパピストン１７にせん断力がかかって引掛かることなくタイミングプーリ８とベーンロータ４との拘束を速やかに解除することができる。したがって、遅角油圧室８０、８１、８２と、進角油圧室８３、８４、８５とに加わる作動油圧により、捩じりスプリング６０の付勢力に関係なく、シューハウジング７に対してベーンロータ４が相対回動し、タイミングプーリ８に対するカムシャフト７１の相対位相差が調整される。
【００３３】
(3) エンジン異常停止時、捩じりスプリング６０の付勢力が高油温時のアイドル時のカムシャフト１の平均駆動トルクよりも大きいので、各油路および各油圧室に油圧がなくてもベーンロータ４が最進角側へ保持された状態で停止し、再始動時正常に始動することができる。また、第１受圧面に作用する圧力は、捩じりスプリング６０の付勢力と第１流体圧力とにより最進角時に発生するトルクが高油温時のアイドル時のカムシャフト１の変動トルクの正ピークトルクよりも大きい。このため、エンジンが異常停止して油圧制御が途中で打ち切られクランクシャフトに対しカムシャフト１が最進角位置で停止できない場合、カムシャフト１が受ける駆動トルクによりベーンロータ４が進角側へ変位したとき、拘束手段によりロックされ最進角位置で保持されるので、エンジンを正常に始動させることが可能である。さらに、エンジン始動時油圧が低下し、高油温時のアイドル時のカムシャフト１の変動トルクの正ピークトルクに耐えるだけの油圧を発生することができなくなった場合、タイミングプーリ８とベーンロータ４とを速やかに拘束状態にし、シューハウジング７とベーンロータ４との打音の発生を確実に防止することができる。
【００３４】
本実施例においては、捩じりスプリング８０の付勢力は、高油温時のアイドル時のカムシャフト１の平均トルク以上、かつこの平均トルクの２倍以下である。このため、エンジンのアイドル以上の常用回転域において、油圧がなくてもベーンロータ４を進角方向に回動することが可能になり、排気弁を最進角位置に移動することが可能となる。したがって、排気弁と吸気弁とが重複して開弁するオーバーラップ期間を少なくともエンジン始動可能な程度に減少可能であるため、内部ＥＧＲ量を低減することができ、エンジンの始動性を向上することができる。さらに、未燃燃料が排ガス中に排出されるのを防止するので、排ガスの浄化効果を向上することができる。さらにまた、シューハウジング７に形成される各油圧室に流入される油の流量を減少することにより、位相変換の応答性を改善することができる。
【００３５】
また本実施例においては、排気弁を駆動する際にカムシャフト１が正、負のトルク変動を受けても、ベーンロータ４はシューハウジング７に対して遅角側および進角側への動きを規制されることにより相対的な回転振動を発生することはなく、シューハウジング７とベーンロータ４とが衝突して打音を発生するのを防止することができる。
【００３６】
以上説明した本実施例では、拘束手段によりタイミングプーリ８とベーンロータ４とを最進角位置で結合し、排気弁と吸気弁との開弁期間が重複しないようにしたが、本発明では、エンジンが正常に始動し運転状態に移行できる範囲内であれば排気弁と吸気弁との開弁期間は重複してもよく、拘束手段によるハウジング部材とベーン部材との結合位置は最進角位置よりも遅角側でも良い。
【００３７】
また本実施例では、ベーンを三つ有するベーンロータ４について説明したが、本発明では、ベーンの数は構成上可能であれば一つまたはそれ以上のいくつでも構わない。
また本実施例では、ストッパピストン１７がベーンロータ４の軸方向に移動してテーパ穴に嵌合する構成としたが、本発明では、ストッパピストンがベーンロータの径方向に移動してテーパ穴に嵌合する構成としてもよいし、シューハウジングにストッパピストンを収容することも可能である。
【００３８】
また本実施例では、タイミングプーリによりクランクシャフトの回転駆動力をカムシャフトに伝達する構成を採用したが、チェーンスプロケットやタイミングギア等を用いる構成にすることも可能である。また、駆動軸としてのクランクシャフトの駆動力をベーンロータで受け、従動軸としてのカムシャフトとシューハウジングとを一体に回転させることも可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例によるバルブタイミング調整装置を示す縦断面図である。
【図２】図１のII−II線断面図である。
【図３】図１のIII −III 線断面図である。
【図４】図１の主要部拡大図である。
【図５】図２のＶ−Ｖ線断面図である。
【図６】本発明の一実施例の拘束手段の解除油圧の設定範囲を説明するための特性図である。
【符号の説明】
１カムシャフト（従動軸）
４ベーンロータ
４ａ、４ｂ、４ｃベーン（ベーン部材）
７シューハウジング（ハウジング部材）
８タイミングプーリ（ハウジング部材）
１６スプリング（第２の付勢手段）
１８油圧室
１７ストッパピストン（当接部）
２７油圧室
５０フロント部材（ハウジング部材）
５４ａテーパ穴（被当接部）
５５扇状空間部（収容室）
６０捩じりスプリング（第１の付勢手段）
８０、８１、８２遅角油圧室
８３、８４、８５進角油圧室
１００バルブタイミング調整装置[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a valve timing adjusting device for changing an opening / closing timing (hereinafter, “opening / closing timing” is referred to as a valve timing) of an exhaust valve of an internal combustion engine (hereinafter, “internal combustion engine” is referred to as an engine) according to operating conditions. .
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a camshaft is driven via a timing pulley or chain sprocket that rotates synchronously with the crankshaft of the engine, and at least one of an intake valve and an exhaust valve is caused by a phase difference caused by relative rotation of the timing pulley or chain sprocket and the camshaft. A vane type valve timing adjusting device that controls one valve timing is known.
[0003]
The vane type valve timing adjusting device accommodates a vane that rotates together with a camshaft in a housing that rotates together with a timing pulley. Then, by adjusting the relative rotational phase difference of the vane with respect to the housing by hydraulic pressure, the camshaft and the timing pulley are relatively rotated, and at least one of the intake valve and the exhaust valve is selected according to the operating condition of the engine. The valve timing is adjusted.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
The phase control valve timing adjustment device that controls the opening / closing timing of the engine valve aims to improve engine stability, improve fuel efficiency, or reduce exhaust emissions. Therefore, it is desirable that the amount of residual exhaust gas that deteriorates combustion in the engine cylinder is small. During the period when the intake valve and exhaust valve are open at the same time (overlap period), the intake side has negative pressure due to the throttle, and the exhaust side has positive pressure. May cause misfire. For this reason, it is required that the timing for closing the exhaust valve is early and the timing for opening the intake valve is late. Also, if the intake valve closes late, the pumping loss can be reduced and the fuel consumption can be improved. Therefore, at the time of idling and starting, it is necessary to control the basic phase so that the exhaust valve closes early and the intake valve opens late. Here, the condition on the intake side of this basic phase is the most retarded angle, and the condition on the exhaust side is the most advanced angle.
[0005]
However, the EGR amount is controlled above the medium load of the engine and the pumping loss is reduced by internal EGR to improve fuel efficiency and reduce exhaust emissions. It is necessary to delay the valve closing time. That is, the intake valve is controlled in the advance direction and the exhaust valve is controlled in the retard direction.
In addition, at full engine load, a large amount of air must enter the engine cylinder, closing the intake valve early at low speeds to prevent backflow to the manifold, and utilizing the inertia of the air at high speeds. It is necessary to close the intake valve later. On the exhaust side, it is necessary to control the exhaust valve to a phase where exhaust pulsation can be used to the maximum, and when exhaust pulsation cannot be used, control to the most advanced angle. That is, the exhaust side needs to control the exhaust valve from the most advanced angle to the retarded angle direction according to the load from the low load of the engine, and again to the advanced angle direction.
[0006]
However, if the operating conditions change at this time, it is desirable that the intake and exhaust valves can be quickly controlled to the required phase. When the intake and exhaust valves cannot be controlled, problems such as engine misfire and unstable combustion occur. Normally, the engine hydraulic pump is driven by a crankshaft. However, as a result, the amount of discharged oil varies depending on the engine speed, and the amount of discharged oil decreases at low speed. For this reason, especially when the oil temperature is high, the hydraulic pressure may decrease due to leakage and a decrease in viscosity, and the actuator may not be operated. At this time, since the intake side is retarded by the driving torque of the camshaft, it can be a basic phase. However, if an actuator with the same hydraulic piston area as the intake side is applied to the exhaust side, it becomes impossible to control to the basic position, and residual gas increases in the cylinder of the engine, resulting in misfire or engine shutdown. There are things to do.
[0007]
Therefore, in the valve timing adjusting device disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 9-264110, the above problem is solved by moving the intake side to the retarded position or the exhaust side to the advanced position using the biasing force of the spring. is doing. In the above prior art, the urging force of the exhaust-side spring is set to be smaller than the force by the hydraulic pressure that is sucked into and discharged from the hydraulic working chamber. The force by the hydraulic pressure that is sucked into and discharged from the hydraulic working chamber depends on the area of the vane. However, the above prior art does not disclose the area of the vane. For example, when the engine becomes hot and the oil viscosity decreases and the hydraulic pressure of the actuator section is lost, or when the engine temperature is low and the oil viscosity increases, the oil is not sent from the hydraulic pump to the actuator section. No hydraulic pressure is generated in the actuator part. In order to perform the advance operation on the exhaust side, the biasing force by the spring on the exhaust side needs to be greater than the average torque of the engine under the conditions of temperature and rotational speed. If the exhaust side advance operation is not possible, the closing timing of the exhaust valve is delayed, the overlap period between the intake valve and the exhaust valve becomes excessive, the residual gas in each cylinder increases, and the engine becomes unstable due to combustion instability. There is a risk of stopping or making it impossible to restart the engine.
[0008]
If a spring having an urging force greater than the average torque of the camshaft during idling at a high oil temperature is mounted on the exhaust side, the above problem is solved. However, if a spring having an urging force larger than necessary is mounted on the exhaust side, the area of the vane needs to be increased to overcome the urging force, resulting in an increase in the size of the actuator and an increase in the number of vanes. As a result, the production cost increases, or the flow rate of oil necessary for phase variation increases, resulting in a problem that the responsiveness decreases. Further, when the urging force of the spring is set to be twice or more of the above average torque, there arises a problem that the responsiveness is surely lowered as compared with a valve timing adjusting device not equipped with a spring.
[0009]
Therefore, a valve timing adjusting device disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 9-170408 is known as a valve timing adjusting device provided with a ring-shaped gear as a driving force transmitting means and defining a biasing force of a spring. In the valve timing adjusting device disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 9-170408, the spring biasing force is set within a certain range. However, the camshaft usually has a torque fluctuation, and when the fluctuation torque exceeds the biasing force of the spring, the phase variable adjustment piston moves, and when the spring biasing force recovers due to the torque fluctuation, the adjustment piston moves in the opposite direction. There was a problem in that it moved and collided with the stopper, and a hitting sound was generated every time the engine was started.
[0010]
The present invention has been made to solve such problems, and has an object to provide a valve timing adjusting device that can operate reliably with a simple configuration and without deteriorating normal response. To do.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
According to the valve timing adjusting apparatus of the first aspect of the present invention, the urging force of the first urging means for urging the vane member in the direction in which the driven shaft advances with respect to the drive shaft is the idle force at a high oil temperature. It is more than the average torque of the driven shaft at the time and less than twice this average torque. For this reason, it becomes possible to rotate the vane member in the advance direction even when there is no fluid pressure in the normal rotation range above the idle of the engine, and the exhaust valve can be moved to the most advanced position. . Therefore, since the overlap period in which the exhaust valve and the intake valve are opened can be reduced at least to the extent that the engine can be started, the engine startability is improved. Further, it is possible to reduce the amount of fuel drawn from the intake valve as unburned fuel and discharged from the exhaust valve. Furthermore, the responsiveness of the phase conversion can be improved by reducing the flow rate of the fluid flowing into the storage chamber formed in the housing member.
[0012]
According to the valve timing adjusting apparatus of the second aspect of the present invention, the contact portion of the restraining means receives the fluid pressure supplied from the driving means and releases the restraint between the housing member and the vane member. The first pressure receiving surface, which has a pressure receiving surface and on which the first fluid pressure supplied from the driving means acts so as to rotate the vane member relative to the housing member in the advance direction, is a vane against the housing member. The pressure receiving area is smaller than the second pressure receiving surface on which the second fluid pressure supplied from the driving means acts so as to relatively rotate the member in the retarding direction. For this reason, the housing member and the vane are restrained by the restraining means even when the working fluid is at a low pressure without increasing the fluid supply source and increasing the working fluid pressure, and without increasing the contact portion and increasing the pressure receiving area. The restraint with the member is reliably released. Therefore, relative rotation between the housing member and the vane member becomes possible.
[0013]
According to the valve timing adjusting device of the third aspect of the present invention, the pressure acting on the first pressure receiving surface is a high torque generated at the most advanced angle by the urging force of the first urging means and the first fluid pressure. It is set to be larger than the positive peak torque of the fluctuation torque of the driven shaft during idling at the oil temperature. For this reason, when the engine is started, the vane member can be reliably restrained even if the fluid leaks from the piping or the storage chamber and the fluid pressure disappears. Furthermore, when the fluid pressure is restored, the restraint between the housing member and the vane member is reliably released, and the housing member and the vane member can be rotated relative to each other. Furthermore, when the fluid pressure decreases and the fluid pressure that can withstand the positive peak torque of the fluctuating torque cannot be generated, the housing member and the vane member are quickly restrained, and the housing member and the vane member It is possible to reliably prevent the occurrence of the hitting sound.
[0014]
According to the valve timing adjusting apparatus of the fourth aspect of the present invention, the pressure acting on the second pressure receiving surface is a pressure when generating a torque obtained by subtracting the average torque of the driven shaft from the biasing force of the first biasing means. The pressure is equal to or lower than that when generating torque larger than the negative peak torque of the fluctuation torque of the driven shaft. Therefore, when the exhaust valve is controlled to move in the retarded direction, if the fluid pressure is set to a pressure that maintains the phase of the driven shaft by controlling the fluid control valve, the fluctuation torque of the driven shaft will be negative. The fluid pressure acts on the second pressure receiving surface by the peak torque, and the restraint between the housing member and the vane member can be quickly released without being caught by the shearing force applied to the contact portion of the restraining means.
[0015]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, examples showing embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
An engine valve timing adjusting apparatus according to an embodiment of the present invention is shown in FIGS. The valve timing adjusting device 100 of this embodiment is a hydraulic control type, and controls the valve timing of the exhaust valve.
[0016]
The timing pulley 8 shown in FIG. 1 is coupled to a crankshaft (not shown) as a drive shaft of an engine (not shown) by a timing belt (not shown) to transmit a driving force, and rotates in synchronization with the crankshaft. The front member 50 includes a plate portion 51 and a bearing portion 52, and the plate portion 51, the timing pulley 8, and a shoe housing 7 described later are coupled by a bolt 53. The camshaft 1 as a driven shaft receives driving force from the timing pulley 8 and opens and closes an intake valve (not shown). The camshaft 1 is supported by a cylinder head (not shown), and is rotatable relative to the timing pulley 8 with a predetermined phase difference. The timing pulley 8 and the camshaft 1 rotate clockwise as viewed from the left in FIG. Hereinafter, this rotation direction is referred to as an advance direction.
[0017]
The shoe housing 7 constitutes a housing member together with the timing pulley 8 and the front member 50. Both end surfaces in the axial direction of the vane rotor 4 are covered with the timing pulley 8 and the plate portion 51 of the front member 50. The timing pulley 8, the shoe housing 7, and the front member 50 constitute a driving side rotating body, and are coupled to each other coaxially by a bolt 53.
[0018]
A torsion spring 60 as a first urging means is inserted into a circumferential groove 61 formed in the timing pulley 8, one end is fixed to the timing pulley 8, and the other end is fixed to the vane rotor 4. Has been. The torsion spring 60 urges the vane rotor 4 in the direction in which the vane rotor 4 advances with respect to the timing pulley 8, that is, in the direction in which the camshaft 1 advances with respect to the crankshaft. The urging force of the torsion spring 60 is designed to be equal to or higher than the average torque of the camshaft 1 during idling at a high oil temperature and twice or less than this average torque.
[0019]
As shown in FIG. 2, the shoe housing 7 has shoes 7a, 7b, 7c formed in a trapezoidal shape at substantially equal intervals in the circumferential direction. Fan-shaped space portions 55 for accommodating the vanes 4a, 4b, and 4c as vane members are formed in the three gaps in the circumferential direction of the shoes 7a, 7b, and 7c, and the inner peripheral surfaces of the shoes 7a, 7b, and 7c are formed. Is formed in a circular arc shape in cross section.
[0020]
The vane rotor 4 has vanes 4a, 4b, and 4c at substantially equal intervals in the circumferential direction, and these vanes 4a, 4b, and 4c rotate around a fan-shaped space 55 formed in a circumferential gap between the shoes 7a, 7b, and 7c. It is housed movably. The arrows representing the retard direction and the advance direction shown in FIG. 2 represent the retard direction and the advance direction of the vane rotor 4 with respect to the shoe housing 7. In FIG. 2, each vane is located at one circumferential end of each fan-shaped space 55, and the vane rotor 4 is at the most advanced position with respect to the shoe housing 7. The most advanced angle position is defined by the advance side surface of the vane 4a being locked to the retard side surface of the shoe 7a. As shown in FIG. 1, the vane rotor 4 is integrally coupled to the camshaft 1 by a bolt 5, and the bush 6 is press-fitted and supported by the vane rotor 4 to constitute a driven side rotating body. The hole 32 provided in the bolt 5 lubricates the bearing portion between the camshaft 1 and the sprocket 8 by the hydraulic oil from the oil passage 14.
[0021]
The camshaft 1 and the bush 6 are fitted to the bearing portion 52 of the front member 50 so as to be relatively rotatable. Therefore, the camshaft 1 and the vane rotor 4 can rotate relative to the timing pulley 8 and the shoe housing 7 coaxially.
As shown in FIG. 2, the seal member 9 is fitted to the outer peripheral wall of the vane rotor 4. A minute clearance is provided between the outer peripheral wall of the vane rotor 4 and the inner peripheral wall of the shoe housing 7, and the seal member 9 prevents the hydraulic oil from leaking between the hydraulic chambers through this clearance.
[0022]
As shown in FIG. 4, the guide ring 91 is press-fitted and held on the inner wall of the vane 4 a, and a stopper piston 17 as a contact portion is inserted into the guide ring 91. The stopper piston 17 is formed in a bottomed cylindrical shape having substantially the same outer diameter, and includes a bottomed cylindrical portion 17a and a flange portion 17b provided at an opening end of the cylindrical portion 17a. The stopper piston 17 is accommodated in the guide ring 91 so as to be slidable in the axial direction of the camshaft 1. The stopper piston 17 is urged toward the timing pulley 8 by a spring 16 as a second urging means. A fitting ring 54 having a tapered hole 54a as a contact portion is press-fitted and held in a stopper hole 8a formed in the timing pulley 8, and the stopper piston 17 is inserted into the tapered hole 54a at the most retarded angle position shown in FIG. Can be mated. When the stopper piston 17 is fitted in the tapered hole 54a and the stopper piston 17 is in contact with the tapered hole 54a in the rotational direction, the relative rotation of the vane rotor 4 with respect to the shoe housing 7 is restricted. That is, the stopper piston 17 and the tapered hole 54a are in the restraining position at the most retarded angle position. The stopper piston 17, the taper hole 54a, and the spring 16 constitute a restraining means.
[0023]
The hydraulic chamber 18 on the right side of the flange portion 17b communicates with an advance hydraulic chamber 85 to be described later via an oil passage 19 shown in FIG. Further, the hydraulic chamber 27 formed on the distal end side of the cylindrical portion 17a communicates with a retarded hydraulic chamber 80 described later via an oil passage 31 shown in FIG. The area of the first pressure receiving surface of the flange portion 17 b that receives the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 18 is set to be smaller than the area of the second pressure receiving surface of the cylindrical portion 17 a that receives the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 27. The forces that the first pressure receiving surface and the second pressure receiving surface receive from the hydraulic oil in the hydraulic chamber 18 and the hydraulic chamber 27 act in a direction that causes the stopper piston 17 to escape from the tapered hole 54a. The pressure receiving area of the first pressure receiving surface is substantially equal to the area of the annular portion corresponding to the difference in diameter between the flange portion 17b and the cylindrical portion 17a, and the pressure receiving area of the second pressure receiving surface is substantially equal to the cross-sectional area of the cylindrical portion 17a. When hydraulic oil of a predetermined pressure or higher is supplied to the advance hydraulic chamber 85 or the retard hydraulic chamber 80, the stopper piston 17 comes out of the tapered hole 54a against the urging force of the spring 16 by the hydraulic pressure of these hydraulic oils.
[0024]
The position of the stopper piston 17 and the position of the tapered hole 54a are determined when the vane rotor 4 is at the most advanced angle position with respect to the shoe housing 7, that is, when the camshaft 1 is at the most advanced angle position with respect to the crankshaft. The stopper piston 17 is set at a position where the stopper piston 17 can be fitted into the tapered hole 54a by the urging force of 16.
As shown in FIG. 1, a communication passage 29 communicating with the back pressure chamber 30 of the stopper piston 17 is formed on the front member 50 side of the vane 4a. The communication passage 29 is opened to the oil lubrication space of the engine (not shown) via an oil passage (not shown) formed in the bearing portion 52 at the most advanced angle position, so that the back pressure chamber 30 is opened to the atmosphere at the most advanced angle position. It is open. Therefore, the movement of the stopper piston 17 is not hindered at the most advanced position.
[0025]
As shown in FIG. 2, a retard hydraulic chamber 80 is formed between the shoe 7a and the vane 4a, and a retard hydraulic chamber 81 is formed between the shoe 7b and the vane 4b. A retard hydraulic chamber 82 is formed between them. Further, an advance hydraulic chamber 83 is formed between the shoe 7a and the vane 4b, an advance hydraulic chamber 84 is formed between the shoe 7b and the vane 4c, and an advance hydraulic chamber is formed between the shoe 7c and the vane 4a. A chamber 85 is formed.
[0026]
As shown in FIG. 2, the vane rotor 4 is provided with an oil passage 13 at a contact portion with the camshaft 1, and an oil passage 12 is provided at a contact portion with the bush 6. As shown in FIGS. 3 and 5, the oil passage 13 passes through an oil passage 14 formed between the camshaft 1 and the bolt 5 via the oil passage 12 and an oil passage 15 formed in the housing 101. In addition, the hydraulic pump 40 or the drain 41 as the driving means is communicated via the switching valve 42. The hydraulic pump 40 also serves as a drive source for engine lubricating oil. Further, as shown in FIG. 2, the oil passage 13 communicates with the retarded hydraulic chambers 80, 81, and 82. Further, the oil passage 13 communicates with the hydraulic chamber 27 through the oil passage 31. Here, the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the retarded hydraulic chambers 80, 81, 82 is the second fluid pressure.
[0027]
As shown in FIGS. 3 and 5, the plate portion 51 of the front member 50 is provided with an oil passage 32 at a contact portion with the vane rotor 4, and the oil passage 32 is formed in the bearing portion 52 of the front member 50. Communicating with the hydraulic pump 40 or the drain 41 through the switching valve 42 via the oil passage 33 formed and the oil passages 16 and 17 formed in the housing 101 via the circumferential groove 11 formed in the housing 101. is doing. Further, the oil passage 32 communicates with the advance hydraulic chambers 83, 84, and 85, and communicates with the hydraulic chamber 18 via the oil passage 19 shown in FIG. Here, the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the advance hydraulic chambers 83, 84, 85 is the first fluid pressure. The switching valve 42 switches the connection state between the oil passages 15 and 17, the hydraulic pump 40 and the drain 41 in accordance with an instruction from an electronic control unit (ECU) 43.
[0028]
The retard side release hydraulic pressure of the restraining means is set to the retard side setting range indicated by the arrow in FIG. That is, as shown in FIG. 6, the pressure acting on the second pressure receiving surface is obtained by subtracting the average drive torque of the camshaft 1 during idling at high oil temperature from the advance spring torque, that is, the urging force of the torsion spring 60. The pressure is set to be equal to or higher than the pressure at which the torque is generated, and equal to or lower than the pressure at which a torque larger than the negative peak torque of the fluctuation torque of the camshaft 1 during idling at a high oil temperature.
[0029]
Further, the advance side release hydraulic pressure of the restraining means is set to the advance side set range indicated by the arrow in FIG. That is, as shown in FIG. 6, the pressure acting on the first pressure receiving surface is the torque generated at the most advanced angle by the urging force of the torsion spring 60 and the first fluid pressure when the engine is idling when the oil temperature is high. It is set to be larger than the positive peak torque of the fluctuation torque of the camshaft 1.
[0030]
Next, the operation of the valve timing adjusting device 1 will be described.
(1) When the engine is normally stopped, the retard hydraulic chambers 80, 81, 82 are released to the drain side, and the ECU 43 is held so that the hydraulic hydraulic chambers 83, 84, 85 are applied with operating hydraulic pressure. The switching valve 42 is controlled to be switched according to an instruction from. Then, the vane rotor 4 is moved to the most advanced angle position with respect to the shoe housing 7, and the timing pulley 8 and the vane rotor 4 are coupled by the restraining means, so that the camshaft 1 is held at the most advanced angle position with respect to the timing pulley 8. Is done.
[0031]
In the present embodiment, since the valve opening periods of the exhaust valve and the intake valve do not overlap in the most advanced state shown in FIG. 2, the internal EGR amount can be reduced and the engine starts normally. Even when the engine is started, the timing pulley 8 and the vane rotor 4 are held in a coupled state by the restraining means until the hydraulic pressure applied to each oil passage and each hydraulic chamber exceeds a predetermined pressure. The camshaft 1 is at the most advanced position with respect to the pulley 8.
[0032]
(2) When the engine shifts to normal operation and operating pressure oil having a hydraulic pressure higher than a predetermined pressure is introduced into each oil passage and each hydraulic chamber, the negative torque fluctuation of the camshaft 1 during idling at a high oil temperature. Pressure acts on the second pressure receiving surface by the peak torque, and the coupling between the timing pulley 8 and the vane rotor 4 by the restraining means is released. At this time, the restraint between the timing pulley 8 and the vane rotor 4 can be quickly released without being caught by a shearing force applied to the stopper piston 17. Therefore, the vane rotor 4 is moved relative to the shoe housing 7 by the hydraulic pressure applied to the retard hydraulic chambers 80, 81, 82 and the advance hydraulic chambers 83, 84, 85 regardless of the biasing force of the torsion spring 60. The relative rotation of the camshaft 71 relative to the timing pulley 8 is adjusted.
[0033]
(3) When the engine stops abnormally, the biasing force of the torsion spring 60 is larger than the average driving torque of the camshaft 1 during idling when the oil temperature is high, so there is no oil pressure in each oil passage and each hydraulic chamber. The vane rotor 4 is stopped in a state where the vane rotor 4 is held to the most advanced angle side, and can be normally started at the time of restart. In addition, the pressure acting on the first pressure receiving surface is the torque generated at the most advanced angle by the biasing force of the torsion spring 60 and the first fluid pressure, and the fluctuation torque of the camshaft 1 during idling when the oil temperature is high. Greater than positive peak torque. For this reason, when the engine is abnormally stopped and the hydraulic control is stopped halfway, and the camshaft 1 cannot be stopped at the most advanced angle position with respect to the crankshaft, the vane rotor 4 is displaced to the advanced angle side by the driving torque received by the camshaft 1. At this time, it is locked by the restraining means and held at the most advanced position, so that the engine can be started normally. Further, when the oil pressure at the start of the engine decreases and it becomes impossible to generate a hydraulic pressure that can withstand the positive peak torque of the fluctuation torque of the camshaft 1 during idling at a high oil temperature, the timing pulley 8 and the vane rotor 4 Can be brought into a restrained state promptly, and the generation of hitting sound between the shoe housing 7 and the vane rotor 4 can be reliably prevented.
[0034]
In this embodiment, the urging force of the torsion spring 80 is not less than the average torque of the camshaft 1 during idling when the oil temperature is high and not more than twice the average torque. For this reason, the vane rotor 4 can be rotated in the advance angle direction without a hydraulic pressure in the normal rotation range beyond the idle of the engine, and the exhaust valve can be moved to the most advanced angle position. Therefore, since the overlap period in which the exhaust valve and the intake valve are opened can be reduced at least to the extent that the engine can be started, the internal EGR amount can be reduced and the engine startability can be improved. Can do. Furthermore, since the unburned fuel is prevented from being discharged into the exhaust gas, the purification effect of the exhaust gas can be improved. Furthermore, the responsiveness of the phase conversion can be improved by reducing the flow rate of the oil flowing into each hydraulic chamber formed in the shoe housing 7.
[0035]
Further, in this embodiment, even when the camshaft 1 receives positive and negative torque fluctuations when driving the exhaust valve, the vane rotor 4 is restricted from moving toward the retard side and the advance side with respect to the shoe housing 7. As a result, relative rotational vibration is not generated, and it is possible to prevent the shoe housing 7 and the vane rotor 4 from colliding with each other and generating a hitting sound.
[0036]
In the present embodiment described above, the timing pulley 8 and the vane rotor 4 are coupled at the most advanced angle position by the restraining means so that the valve opening periods of the exhaust valve and the intake valve do not overlap. The exhaust valve and the intake valve may overlap each other within the range where the engine can start normally and shift to the operating state, and the coupling position of the housing member and the vane member by the restraint means is more than the most advanced angle position. May be on the retarded side.
[0037]
In the present embodiment, the vane rotor 4 having three vanes has been described. However, in the present invention, the number of vanes may be one or more as long as the number of vanes is configurable.
In this embodiment, the stopper piston 17 moves in the axial direction of the vane rotor 4 and is fitted into the tapered hole. However, in the present invention, the stopper piston moves in the radial direction of the vane rotor and is fitted into the tapered hole. The stopper piston may be housed in the shoe housing.
[0038]
In the present embodiment, a configuration in which the rotational driving force of the crankshaft is transmitted to the camshaft by the timing pulley is adopted, but a configuration using a chain sprocket, a timing gear, or the like is also possible. It is also possible to receive the driving force of the crankshaft as the drive shaft by the vane rotor and rotate the camshaft as the driven shaft and the shoe housing integrally.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a valve timing adjusting device according to an embodiment of the present invention.
2 is a cross-sectional view taken along line II-II in FIG.
3 is a cross-sectional view taken along line III-III in FIG.
4 is an enlarged view of the main part of FIG. 1. FIG.
5 is a cross-sectional view taken along line VV in FIG.
FIG. 6 is a characteristic diagram for explaining a setting range of the release hydraulic pressure of the restraining means according to the embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 Camshaft (driven shaft)
4 Vane Rotor
4a, 4b, 4c Vane (Vane member)
7 Shoe housing (housing member)
8 Timing pulley (housing member)
16 Spring (second biasing means)
18 Hydraulic chamber
17 Stopper piston (contact part)
27 Hydraulic chamber
50 Front member (housing member)
54a Tapered hole (contacted part)
55 Fan-shaped space (containment room)
60 Torsion spring (first biasing means)
80, 81, 82 Retarded hydraulic chamber
83, 84, 85 Advance hydraulic chamber
100 Valve timing adjustment device

Claims

内燃機関の駆動軸から内燃機関の排気弁を開閉する従動軸に駆動力を伝達する駆動力伝達系に設けられ、前記駆動軸または前記従動軸のいずれか一方とともに回転するハウジング部材と、
前記駆動軸または前記従動軸の他方とともに回転し、前記ハウジング部材内に形成された収容室に所定角度範囲に限って前記ハウジング部材に対して相対回動可能に収容されるベーン部材と、
流体圧力によって前記ハウジング部材と前記ベーン部材とのいずれか一方を他方に対して進角方向に相対回動させる進角室、および流体圧力によって前記ハウジング部材と前記ベーン部材とのいずれか一方を他方に対して遅角方向に相対回動させる遅角室に作動流体を供給する流体駆動式の駆動手段と、
前記駆動軸に対し前記従動軸が進角する方向に前記ベーン部材を付勢する第１の付勢手段とを備え、
前記第１の付勢手段の付勢力は、高油温時のアイドル時の前記従動軸の平均トルク以上、かつ前記平均トルクの２倍以下であることを特徴とするバルブタイミング調整装置。A housing member that is provided in a driving force transmission system that transmits a driving force from a driving shaft of the internal combustion engine to a driven shaft that opens and closes an exhaust valve of the internal combustion engine, and rotates together with either the driving shaft or the driven shaft;
A vane member that rotates together with the other of the drive shaft or the driven shaft and is accommodated in a housing chamber formed in the housing member so as to be rotatable relative to the housing member only within a predetermined angle range;
An advance angle chamber that rotates one of the housing member and the vane member relative to the other in the advance direction by fluid pressure, and either one of the housing member or the vane member by the fluid pressure. Fluid-driven drive means for supplying a working fluid to a retard chamber that is relatively rotated in the retard direction;
First biasing means for biasing the vane member in a direction in which the driven shaft advances with respect to the drive shaft;
An urging force of the first urging means is not less than an average torque of the driven shaft during idling at a high oil temperature and not more than twice the average torque.

前記ハウジング部材と前記ベーン部材とにそれぞれ設けられる当接部および被当接部であって、前記収容室の一方の周方向端部に前記ベーン部材が位置するときに互いに当接することにより前記ハウジング部材に対する前記ベーン部材の相対回動を拘束する当接部および被当接部、ならびに前記被当接部との当接方向へ前記当接部を付勢する第２の付勢手段を有し、前記第２の付勢手段の付勢力に抗し前記当接部を拘束解除方向に変位可能に構成される拘束手段を備え、
前記当接部は、前記駆動手段から供給される流体圧力を受けて前記ハウジング部材と前記ベーン部材との拘束を解除する第１および第２受圧面を有し、前記第１受圧面には前記ハウジング部材に対して前記ベーン部材を進角方向に相対回転させるように前記駆動手段から供給される第１流体圧力が作用し、前記第２受圧面には前記ハウジング部材に対して前記ベーン部材を遅角方向に相対回転させるように前記駆動手段から供給される第２流体圧力が作用するように構成され、
前記第１受圧面は、前記第２受圧面よりも受圧面積が小さいことを特徴とする請求項１記載のバルブタイミング調整装置。An abutting portion and an abutted portion respectively provided on the housing member and the vane member, wherein the housing comes into contact with each other when the vane member is positioned at one circumferential end of the storage chamber A contact portion and a contacted portion that restrain relative rotation of the vane member with respect to the member; and a second biasing unit that biases the contact portion in a contact direction with the contacted portion. And a restraining means configured to displace the abutting portion in a restraint releasing direction against the biasing force of the second biasing means,
The contact portion includes first and second pressure receiving surfaces that receive a fluid pressure supplied from the driving means and release the restraint between the housing member and the vane member, and the first pressure receiving surface includes the first pressure receiving surface. A first fluid pressure supplied from the drive means acts to rotate the vane member relative to the housing member in the advance direction, and the vane member is applied to the housing member on the second pressure receiving surface. The second fluid pressure supplied from the driving means acts so as to relatively rotate in the retard direction,
The valve timing adjusting device according to claim 1, wherein the first pressure receiving surface has a pressure receiving area smaller than that of the second pressure receiving surface.

前記第１受圧面に作用する圧力は、前記第１の付勢手段の付勢力と前記第１流体圧力とにより最進角時に発生するトルクが高油温時のアイドル時の前記従動軸の変動トルクの正ピークトルクよりも大きくなるように設定されていることを特徴とする請求項２記載のバルブタイミング調整装置。The pressure acting on the first pressure receiving surface is the fluctuation of the driven shaft during idling when the torque generated at the most advanced angle due to the urging force of the first urging means and the first fluid pressure is high. 3. The valve timing adjusting device according to claim 2, wherein the valve timing adjusting device is set to be larger than a positive peak torque.

前記第２受圧面に作用する圧力は、前記第１の付勢手段の付勢力から前記平均トルクを差引いたトルクを発生するときの圧力以上、かつ高油温時のアイドル時の前記従動軸の変動トルクの負ピークトルクよりも大きいトルクを発生するときの圧力以下であることを特徴とする請求項２または３記載のバルブタイミング調整装置。The pressure acting on the second pressure receiving surface is equal to or higher than the pressure when generating the torque obtained by subtracting the average torque from the urging force of the first urging means, and the driven shaft during idling at high oil temperature. 4. The valve timing adjusting device according to claim 2, wherein the valve timing adjusting device is equal to or lower than a pressure when a torque larger than the negative peak torque of the fluctuation torque is generated.