JP4463187B2 - Valve timing adjustment device - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関の吸気弁及び排気弁の少なくともいずれか一方の開閉タイミング（以下、バルブタイミングという）を調整するバルブタイミング調整装置に関する。   The present invention relates to a valve timing adjusting device that adjusts the opening / closing timing (hereinafter referred to as valve timing) of at least one of an intake valve and an exhaust valve of an internal combustion engine.

従来、内燃機関のクランクシャフトの駆動力を受けるハウジングと、ハウジング内に収容され、クランクシャフトの駆動力をカムシャフトへ伝達するベーンロータとを備えたバルブタイミング調整装置が知られている。この種のバルブタイミング調整装置では、ベーンロータのベーン間に形成された流体室の作動流体圧（以下、単に流体圧という）に応じてベーンロータをハウジングに対し相対回転駆動することにより、クランクシャフトに対するカムシャフトの相対回転位相、即ちバルブタイミングを調整している。   2. Description of the Related Art Conventionally, there is known a valve timing adjusting device including a housing that receives a driving force of a crankshaft of an internal combustion engine and a vane rotor that is housed in the housing and transmits the driving force of the crankshaft to a camshaft. In this type of valve timing adjusting device, the cam for the crankshaft is driven by rotating the vane rotor relative to the housing in accordance with the working fluid pressure (hereinafter simply referred to as fluid pressure) in the fluid chamber formed between the vanes of the vane rotor. The relative rotational phase of the shaft, that is, the valve timing is adjusted.

さて、上記種のバルブタイミング調整装置では一般に、吸気弁又は排気弁を開閉駆動するとき生じる変動トルクがカムシャフトを通じてベーンロータへと伝わってくる。そのため、例えばベーンロータが遅角方向のトルクを受けると、ベーンロータの進角時に流体圧が供給される流体室には、内部流体を圧縮して外部へ押し出す力が作用する。また逆に、ベーンロータが進角方向のトルクを受けると、ベーンロータの遅角時に流体圧が供給される流体室には、内部流体を圧縮して外部へ押し出す力が作用する。こうした流体の押し出しは、クランクシャフトに対するカムシャフトの相対回転位相が目標位相へ向かうことを妨げるものであるため、目標位相を実現するのに必要な時間が長くなる。即ち、応答性が低下してしまう。そこで、特許文献１に開示されるように、流体室への作動流体の供給経路上に逆止弁を設けることによって、カムシャフトが変動トルクを受けたときに流体室から作動流体が流出することを規制し、目標位相を迅速に達成する技術が考えられている。   Now, in the above-described type of valve timing adjusting device, generally, the fluctuation torque generated when the intake valve or the exhaust valve is driven to open and close is transmitted to the vane rotor through the camshaft. Therefore, for example, when the vane rotor receives a torque in the retarding direction, a force that compresses the internal fluid and pushes it out to the fluid chamber to which the fluid pressure is supplied when the vane rotor is advanced. Conversely, when the vane rotor receives torque in the advance direction, a force that compresses the internal fluid and pushes it outward acts on the fluid chamber to which the fluid pressure is supplied when the vane rotor is retarded. Such extrusion of the fluid prevents the relative rotational phase of the camshaft relative to the crankshaft from moving toward the target phase, so that the time required to realize the target phase becomes long. That is, the responsiveness is lowered. Therefore, as disclosed in Patent Document 1, by providing a check valve on the working fluid supply path to the fluid chamber, the working fluid flows out of the fluid chamber when the camshaft receives a variable torque. Technology that regulates and quickly achieves the target phase is considered.

特開２００３−１０６１１５号公報JP 2003-106115 A

しかし、変動トルクの変動周波数は内燃機関の回転数に追従して高低するものであるため、特許文献１に開示の技術では、内燃機関の高回転数域において逆止弁の開閉頻度が増大する。このような開閉頻度の増大は、逆止弁の耐久時間の低下を招くことになるため、望ましくない。一方、ポンプ等の流体圧供給源から流体室へ供給される流体圧が十分に高いときには、流体圧によってベーンロータに与えられる回転トルクが変動トルクよりも大きくなる。この場合、流体室からの流体流出を逆止弁によることなく、当該供給流体圧によって規制可能である。
本発明は、こうした知見に基づいてなされたものであり、その目的は、耐久性の向上と応答性の向上とを両立するバルブタイミング調整装置を提供することにある。 However, since the fluctuation frequency of the fluctuation torque increases and decreases following the rotation speed of the internal combustion engine, the technique disclosed in Patent Document 1 increases the frequency of opening and closing the check valve in the high rotation speed range of the internal combustion engine. . Such an increase in the opening / closing frequency is undesirable because it leads to a decrease in the durability time of the check valve. On the other hand, when the fluid pressure supplied from the fluid pressure supply source such as a pump to the fluid chamber is sufficiently high, the rotational torque applied to the vane rotor by the fluid pressure becomes larger than the fluctuation torque. In this case, fluid outflow from the fluid chamber can be regulated by the supply fluid pressure without using a check valve.
The present invention has been made on the basis of such knowledge, and an object thereof is to provide a valve timing adjusting device that achieves both improved durability and improved responsiveness.

請求項１に記載の発明では、吸気弁及び排気弁の少なくともいずれか一方から内燃機関の従動軸へ伝達される変動トルクをベーンロータ又はハウジングが受けることにより、特定流体室を含む遅角室及び進角室の流体圧が変動トルクに追従して変動することになる。このような請求項１に記載の発明において、逆止弁の弾性部材及び弁部材からなるバネマス系の固有振動数は、内燃機関の常用回転数域において変動トルクの変動周波数が変化する範囲内に設定される。 In the first aspect of the present invention, the vane rotor or the housing receives the varying torque transmitted from at least one of the intake valve and the exhaust valve to the driven shaft of the internal combustion engine, so that the retarded chamber and the advance chamber including the specific fluid chamber are moved. The fluid pressure in the corner chamber fluctuates following the fluctuating torque. In the invention according to claim 1, the natural frequency of the spring mass system composed of the elastic member of the check valve and the valve member is within a range in which the fluctuation frequency of the fluctuation torque changes in the normal rotation speed range of the internal combustion engine. Is set.

上記設定によると、弁部材が弾性部材の復原力に抗して供給流体圧により弁座から離座する一方、弁部材が特定流体室の流体圧により弁座に着座する逆止弁では、内燃機関の低回転数域で変動周波数が固有振動数より小さくなるとき、変動トルクに追従する特定流体室の流体圧に応じて弁部材が作動可能である。故にこのときには、内燃機関の回転数と共に流体圧供給源からの供給流体圧が低くなっているにも拘らず、変動トルクに応じて圧縮された特定流体室の流体圧により弁部材が弁座に着座することで、特定流体室から流体圧供給源側への作動流体流れを規制することができる。したがって、ベーンロータを目標位相にまで迅速に到達させることができる。   According to the above setting, in the check valve in which the valve member is separated from the valve seat by the supply fluid pressure against the restoring force of the elastic member, while the valve member is seated on the valve seat by the fluid pressure of the specific fluid chamber, When the fluctuation frequency becomes smaller than the natural frequency in the low engine speed range, the valve member can be operated according to the fluid pressure in the specific fluid chamber following the fluctuation torque. Therefore, at this time, the valve member is brought into contact with the valve seat by the fluid pressure of the specific fluid chamber compressed according to the fluctuation torque, even though the supply fluid pressure from the fluid pressure supply source is low along with the rotational speed of the internal combustion engine. By sitting, the working fluid flow from the specific fluid chamber to the fluid pressure supply source side can be regulated. Therefore, the vane rotor can be quickly reached to the target phase.

また上記設定によると、内燃機関の回転数が上昇し変動周波数が固有振動数より大きくなるとき、当該固有振動数を持つバネマス系では、変動トルクに追従する特定流体圧に応じた弁部材の作動が抑制されると共に、供給流体圧により弁部材が弁座から離座するのを許容する。故にこのときには、弁部材が弁座から離座する開弁状態に逆止弁を維持すると同時に、内燃機関の回転数と共に上昇した流体圧供給源からの供給流体圧によって、ベーンロータに与えられる回転トルクが変動トルクよりも大きくなるため、特定流体室を含む流体室から流体圧供給源側への作動流体流れを規制することができる。したがって、このときにも、ベーンロータを目標位相にまで迅速に到達させることができる。   Further, according to the above setting, when the rotational speed of the internal combustion engine increases and the fluctuation frequency becomes larger than the natural frequency, the spring mass system having the natural frequency operates the valve member according to the specific fluid pressure following the fluctuation torque. And the valve member is allowed to be separated from the valve seat by the supply fluid pressure. Therefore, at this time, while maintaining the check valve in a valve open state in which the valve member is separated from the valve seat, at the same time, the rotational torque applied to the vane rotor by the supply fluid pressure from the fluid pressure supply source that increases with the rotational speed of the internal combustion engine Becomes larger than the fluctuating torque, so that the flow of the working fluid from the fluid chamber including the specific fluid chamber to the fluid pressure supply source side can be regulated. Therefore, also at this time, the vane rotor can be quickly reached the target phase.

以上説明した請求項１に記載の発明によれば、変動トルクに追従する弁部材の離着座、即ち逆止弁の開閉の繰返を内燃機関の常用回転数域の一部に限って許容する一方で、流体室からの流体流出の規制を常用回転数域の任意の回転数において実現することができる。故に、逆止弁の耐久性が向上すると共に、装置としての応答性も向上する。
尚、内燃機関の「常用回転数域」とは、よく知られているように内燃機関の許容最高回転数以下の回転数域、例えばタコメータに表示されるレッドゾーン以下の回転数域を意味する。 According to the first aspect of the present invention described above, the release / seating of the valve member following the fluctuating torque, that is, the repeated opening / closing of the check valve is allowed only in a part of the normal rotational speed range of the internal combustion engine. On the other hand, regulation of fluid outflow from the fluid chamber can be realized at an arbitrary rotational speed in the normal rotational speed range. Therefore, the durability of the check valve is improved and the responsiveness of the device is also improved.
As is well known, the “ordinary rotational speed range” of an internal combustion engine means a rotational speed range that is less than or equal to the maximum allowable rotational speed of the internal combustion engine, for example, a rotational speed range that is less than or equal to a red zone displayed on a tachometer. .

特定流体室を含む流体室からの流体流出を供給流体圧により規制することは、遅角室又は進角室の流体圧によりベーンロータに与えられる回転トルク（以下、ロータトルクという）が変動トルクのピーク値（以下、ピークトルクという）に対して小さいほど、困難となる。そこで請求項１に記載の発明によると、固有振動数は、ロータトルクがピークトルクと一致するときの変動周波数以下に設定されるので、供給流体圧による流体流出の規制が難しい状況下において、逆止弁の閉弁作動によって確実に流体流出を規制することができる。 Regulating the fluid outflow from the fluid chamber including the specific fluid chamber by the supply fluid pressure means that the rotational torque (hereinafter referred to as rotor torque) applied to the vane rotor by the fluid pressure in the retard chamber or the advance chamber is the peak of the fluctuation torque. The smaller the value (hereinafter referred to as peak torque), the more difficult it becomes. Therefore, according to the first aspect of the present invention, the natural frequency is set to be equal to or lower than the fluctuating frequency when the rotor torque matches the peak torque. Fluid outflow can be reliably controlled by the closing operation of the stop valve.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
本発明の一実施形態によるバルブタイミング調整装置を図２、３に示す。本実施形態のバルブタイミング調整装置１０は、作動流体として作動油を用いる油圧制御式であり、内燃機関の吸気弁（図示しない）のバルブタイミングを調整する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
A valve timing adjusting device according to an embodiment of the present invention is shown in FIGS. The valve timing adjusting device 10 of this embodiment is a hydraulic control type that uses hydraulic oil as a working fluid, and adjusts the valve timing of an intake valve (not shown) of the internal combustion engine.

駆動側回転体としてのハウジング１１は、スプロケット１２、シューハウジング１３及びフロントプレート１５から構成されている。シューハウジング１３は、仕切部材としてのシュー１３１、１３２、１３３、１３４と、環状の周壁１４とを有している。シュー１３１、１３２、１３３、１３４は、周壁１４から径方向内側へ突出する台形状に形成されている。シュー１３１、１３２、１３３、１３４は、ハウジング１１の回転方向に所定間隔ずつあけて配置されており、それによって当該回転方向の所定角度範囲毎に扇状の収容室１３５が四室形成されている。フロントプレート１５は、周壁１４を挟んでスプロケット１２とは反対側に位置しており、ボルト１６によってスプロケット１２及びシューハウジング１３と結合されている。スプロケット１２は、内燃機関の駆動軸としてのクランクシャフト（図示しない）にタイミングチェーン（図示しない）を介して連繋しており、クランクシャフトの駆動力が伝達されることによりクランクシャフトと連動して回転する。尚、本実施形態においてハウジング１１は、図３の時計方向へ回転する。   A housing 11 as a driving side rotating body is composed of a sprocket 12, a shoe housing 13, and a front plate 15. The shoe housing 13 includes shoes 131, 132, 133, and 134 as partition members and an annular peripheral wall 14. The shoes 131, 132, 133, 134 are formed in a trapezoidal shape that protrudes radially inward from the peripheral wall 14. The shoes 131, 132, 133, 134 are arranged at predetermined intervals in the rotation direction of the housing 11, whereby four fan-shaped storage chambers 135 are formed for each predetermined angle range in the rotation direction. The front plate 15 is located on the opposite side of the sprocket 12 with the peripheral wall 14 in between, and is connected to the sprocket 12 and the shoe housing 13 by bolts 16. The sprocket 12 is connected to a crankshaft (not shown) as a drive shaft of the internal combustion engine via a timing chain (not shown), and rotates in conjunction with the crankshaft by transmitting the driving force of the crankshaft. To do. In the present embodiment, the housing 11 rotates clockwise in FIG.

従動軸としてのカムシャフト２０は、バルブタイミング調整装置１０を経由してクランクシャフトの駆動力が伝達され、吸気弁を開閉駆動する。カムシャフト２０は、スプロケット１２の内周側にスプロケット１２に対して相対回転可能に嵌合している。従動側回転体としてのベーンロータ２１は、ハウジング１１の内部にハウジング１１に対して相対回転可能に収容されている。カムシャフト２０に対してベーンロータ２１は、ボルト２２によって同軸固定されると共に位置決めピン２３によって回転方向に位置決めされており、カムシャフト２０と連動して回転する。尚、本実施形態においてベーンロータ２１及びカムシャフト２０は、図３の時計方向へ回転する。したがって、ベーンロータ２１及びカムシャフト２０がハウジング１１に対して図１の時計方向へ相対回転するときを進角方向とする。一方、ベーンロータ２１及びカムシャフト２０がハウジング１１に対して図１の反時計方向へ相対回転するときを遅角方向とする。   The camshaft 20 as the driven shaft receives the crankshaft driving force via the valve timing adjusting device 10 and opens and closes the intake valve. The camshaft 20 is fitted on the inner peripheral side of the sprocket 12 so as to be rotatable relative to the sprocket 12. A vane rotor 21 as a driven side rotating body is accommodated inside the housing 11 so as to be rotatable relative to the housing 11. The vane rotor 21 is coaxially fixed to the camshaft 20 by a bolt 22 and positioned in the rotational direction by a positioning pin 23 and rotates in conjunction with the camshaft 20. In the present embodiment, the vane rotor 21 and the camshaft 20 rotate in the clockwise direction in FIG. Therefore, the time when the vane rotor 21 and the camshaft 20 rotate relative to the housing 11 in the clockwise direction in FIG. On the other hand, the time when the vane rotor 21 and the camshaft 20 rotate relative to the housing 11 counterclockwise in FIG.

ベーンロータ２１は、カムシャフト２０と結合するボス部２４と、ボス部２４から径方向外側へ突出し回転方向に所定間隔ずつあけて配置されたベーン２１１、２１２、２１３、２１４とを有している。ベーン２１１、２１２、２１３、２１４は各収容室１３５の内部に収容され、各収容室１３５を遅角油圧室と進角油圧室とに仕切っている。具体的には、シュー１３１とベーン２１１との間に遅角油圧室４１が形成され、シュー１３２とベーン２１２との間に遅角油圧室４２が形成され、シュー１３３とベーン２１３との間に遅角油圧室４３が形成され、シュー１３４とベーン２１４との間に遅角油圧室４４が形成されている。また、シュー１３４とベーン２１１との間に進角油圧室５１が形成され、シュー１３１とベーン２１２との間に進角油圧室５２が形成され、シュー１３２とベーン２１３との間に進角油圧室５３が形成され、シュー１３３とベーン２１４との間に進角油圧室５４が形成されている。このように本実施形態では、ハウジング１１の内部において、遅角室としての遅角油圧室４１、４２、４３、４４並びに進角室としての進角油圧室５１、５２、５３、５４とがベーンロータ２１の回転方向に交互に形成されている。
シール部材２５は、シュー１３１、１３２、１３３、１３４とボス部２４との間、並びにベーン２１１、２１２、２１３、２１４と周壁１４との間に配設されている。これにより、シール部材２５は遅角油圧室４１、４２、４３、４４と進角油圧室５１、５２、５３、５４との間で作動油が漏れることを防止している。 The vane rotor 21 includes a boss portion 24 that is coupled to the camshaft 20, and vanes 211, 212, 213, and 214 that protrude radially outward from the boss portion 24 and are arranged at predetermined intervals in the rotational direction. The vanes 211, 212, 213, and 214 are accommodated in the respective accommodating chambers 135, and each accommodating chamber 135 is partitioned into a retarded hydraulic chamber and an advanced hydraulic chamber. Specifically, a retard hydraulic chamber 41 is formed between the shoe 131 and the vane 211, and a retard hydraulic chamber 42 is formed between the shoe 132 and the vane 212, and between the shoe 133 and the vane 213. A retard hydraulic chamber 43 is formed, and a retard hydraulic chamber 44 is formed between the shoe 134 and the vane 214. Further, an advance hydraulic chamber 51 is formed between the shoe 134 and the vane 211, an advance hydraulic chamber 52 is formed between the shoe 131 and the vane 212, and an advance hydraulic pressure is provided between the shoe 132 and the vane 213. A chamber 53 is formed, and an advance hydraulic chamber 54 is formed between the shoe 133 and the vane 214. Thus, in this embodiment, the retard hydraulic chambers 41, 42, 43, 44 as the retard chambers and the advance hydraulic chambers 51, 52, 53, 54 as the advance chambers in the housing 11 are the vane rotor. 21 are alternately formed in the rotation direction.
The seal member 25 is disposed between the shoes 131, 132, 133, 134 and the boss portion 24, and between the vanes 211, 212, 213, 214 and the peripheral wall 14. As a result, the seal member 25 prevents hydraulic fluid from leaking between the retarded hydraulic chambers 41, 42, 43, 44 and the advanced hydraulic chambers 51, 52, 53, 54.

図２、３に示すように、ロック部材としてのストッパピストン３１は有底円筒状に形成されており、ベーン２１１を貫通する収容孔３８にベーンロータ２１の回転中心軸０に沿って往復移動可能に収容されている。嵌合リング３２は、スプロケット１２に圧入保持されてハウジング１１の一部を構成している。本実施形態では、ハウジング１１に対するベーンロータ２１の相対回転位置が最遅角位置となるときにストッパピストン３１が嵌合リング３２に嵌合可能であり、当該嵌合によってベーンロータ２１がハウジング１１に対してロックされる。   As shown in FIGS. 2 and 3, the stopper piston 31 as a locking member is formed in a bottomed cylindrical shape, and can reciprocate along the rotation center axis 0 of the vane rotor 21 in the accommodation hole 38 penetrating the vane 211. Contained. The fitting ring 32 is press-fitted and held in the sprocket 12 and constitutes a part of the housing 11. In the present embodiment, the stopper piston 31 can be fitted to the fitting ring 32 when the relative rotational position of the vane rotor 21 with respect to the housing 11 is the most retarded angle position, and the vane rotor 21 is thereby fitted to the housing 11 by the fitting. Locked.

弾性部材３３はスプリング等からなり、ストッパピストン３１をスプロケット１２側へ押圧している。一方、ストッパピストン３１のスプロケット１２側に形成された駆動油圧室３４の油圧による力と、ストッパピストン３１の外周側に形成された駆動油圧室３５の油圧による力は、ストッパピストン３１に対してフロントプレート１５側へ作用する。したがって、ベーンロータ２１の最遅角位置においては、ストッパピストン３１が嵌合リング３２に嵌合した状態でそれらの油圧による力のいずれか一方又は両方がストッパピストン３１に作用することにより、ストッパピストン３１が嵌合リング３２から離脱可能である。そして、ストッパピストン３１が嵌合リング３２から離脱した状態では、ハウジング１１に対するベーンロータ２１のロックが解除されるので、ベーンロータ２１の相対回転が許容される。尚、ストッパピストン３１を嵌合リング３２からの離脱状態に保持するための流体室である駆動油圧室３４及び駆動油圧室３５は、それぞれ進角通路８５及び遅角通路７５を通じて進角油圧室５１及び遅角油圧室４１に連通している。   The elastic member 33 is formed of a spring or the like and presses the stopper piston 31 toward the sprocket 12 side. On the other hand, the force generated by the hydraulic pressure of the drive hydraulic chamber 34 formed on the sprocket 12 side of the stopper piston 31 and the force generated by the hydraulic pressure of the drive hydraulic chamber 35 formed on the outer peripheral side of the stopper piston 31 are in front of the stopper piston 31. It acts on the plate 15 side. Therefore, at the most retarded position of the vane rotor 21, either one or both of the hydraulic forces act on the stopper piston 31 in a state where the stopper piston 31 is fitted to the fitting ring 32. Can be detached from the fitting ring 32. When the stopper piston 31 is detached from the fitting ring 32, the vane rotor 21 is unlocked with respect to the housing 11, and the relative rotation of the vane rotor 21 is allowed. The drive hydraulic chamber 34 and the drive hydraulic chamber 35, which are fluid chambers for holding the stopper piston 31 in the disengaged state from the fitting ring 32, advance through the advance passage 85 and retard passage 75, respectively. The retard hydraulic chamber 41 communicates with the retard angle hydraulic chamber 41.

図２に示す排出通路４は、オイルタンク２側へ作動油を排出可能に設けられている。流体圧供給源としてのポンプ１は、オイルタンク２から汲み上げた作動油を供給通路３側へ吐出する。本実施形態のポンプ１は、スプロケット１２とは別の経路によってクランクシャフトの駆動力が伝達されることで作動する所謂機械式ポンプである。したがって、ポンプ１の吐出圧Ｐは、例えば図４に示すように、内燃機関のクランクシャフトの回転数（以下、エンジン回転数という）Ｎ_eに追従して高低する。 The discharge passage 4 shown in FIG. 2 is provided so that the hydraulic oil can be discharged to the oil tank 2 side. The pump 1 as a fluid pressure supply source discharges hydraulic oil pumped up from the oil tank 2 to the supply passage 3 side. The pump 1 of the present embodiment is a so-called mechanical pump that operates by transmitting the driving force of the crankshaft through a path different from the sprocket 12. Accordingly, discharge pressure P of the pump 1, for example, as shown in FIG. 4, the rotational speed of the crankshaft of the internal combustion engine (hereinafter, referred to as engine speed) to follow the N _e to height.

図２、５に示すように切換弁６０は、カムシャフト２０を支持する軸受８よりもポンプ１側において供給通路３及び排出通路４と、外部遅角通路５及び外部進角通路６との間に設置されている。切換弁６０は電磁駆動式スプール弁であり、電子制御ユニット（ＥＣＵ）７によってデューティ比制御された駆動電流を受けて作動する。具体的に切換弁６０は、スプール６２を図２、５に示す第一位置へ移動させることにより、外部遅角通路５を供給通路３に連通させると共に外部進角通路６を排出通路４に連通させる。一方、切換弁６０は、スプール６２を図６に示す第二位置へ移動させることにより、外部進角通路６を供給通路３に連通させると共に外部遅角通路５を排出通路４に連通させる。また一方、切換弁６０は、スプール６２を第一位置と第二位置との間の中間位置へ移動させることにより、供給通路３及び排出通路４と、外部遅角通路５及び外部進角通路６との間の連通を禁止する。尚、本実施形態において切換弁６０への通電がオフされた状態では、スプリング６３の押圧力によってスプール６２が第一位置に定位する。   As shown in FIGS. 2 and 5, the switching valve 60 is provided between the supply passage 3 and the discharge passage 4, and the external retard passage 5 and the external advance passage 6 on the pump 1 side of the bearing 8 that supports the camshaft 20. Is installed. The switching valve 60 is an electromagnetically driven spool valve, and operates by receiving a driving current whose duty ratio is controlled by an electronic control unit (ECU) 7. Specifically, the changeover valve 60 moves the spool 62 to the first position shown in FIGS. 2 and 5 to connect the external retard passage 5 to the supply passage 3 and to communicate the external advance passage 6 to the discharge passage 4. Let On the other hand, the switching valve 60 moves the spool 62 to the second position shown in FIG. 6 so that the external advance passage 6 communicates with the supply passage 3 and the external retard passage 5 communicates with the discharge passage 4. On the other hand, the switching valve 60 moves the spool 62 to an intermediate position between the first position and the second position, so that the supply passage 3 and the discharge passage 4, the external retard passage 5 and the external advance passage 6. Prohibit communication with the. In the present embodiment, when the energization to the switching valve 60 is turned off, the spool 62 is localized to the first position by the pressing force of the spring 63.

図２に示すように、カムシャフト２０に形成されている遅角通路７０及び進角通路８０はそれぞれ外部遅角通路５及び外部進角通路６に連通している。図３、５に示すように、遅角通路７０からは遅角通路７１、７２、７３、７４が分岐し、それら遅角通路７１、７２、７３、７４がそれぞれ遅角油圧室４１、４２、４３、４４と連通している。したがって、外部遅角通路５と供給通路３との連通時に遅角通路７１、７２、７３、７４は、供給通路３から通路５、７０を通じて圧送されてくる作動油を遅角油圧室４１、４２、４３、４４へ供給する。一方、外部遅角通路５と排出通路４との連通時に遅角通路７１、７２、７３、７４は、遅角油圧室４１、４２、４３、４４の作動油を通路７０、５を通じて排出通路４へ排出する。また、図３、５に示すように、進角通路８０からは進角通路８１、８２、８３、８４が分岐し、それら進角通路８１、８２、８３、８４がそれぞれ進角油圧室５１、５２、５３、５４と連通している。したがって、外部進角通路６と供給通路３との連通時に進角通路８１、８２、８３、８４は、供給通路３から通路６、８０を通じて圧送されてくる作動油を進角油圧室５１、５２、５３、５４へ供給する。一方、外部進角通路６と排出通路４との連通時に進角通路８１、８２、８４は、進角油圧室５１、５２、５４の作動油を通路８０、６を通じて排出通路４へ排出する。また、進角油圧室５３から排出通路４への作動油の排出は、後述する進角通路８６及び通路８０、６を経由して実現される。   As shown in FIG. 2, the retard passage 70 and the advance passage 80 formed in the camshaft 20 communicate with the external retard passage 5 and the external advance passage 6, respectively. As shown in FIGS. 3 and 5, retarding passages 71, 72, 73, 74 branch from the retarding passage 70, and these retarding passages 71, 72, 73, 74 are respectively retarded hydraulic chambers 41, 42, 43 and 44. Accordingly, when the external retardation passage 5 and the supply passage 3 communicate with each other, the retardation passages 71, 72, 73, and 74 serve to retard the hydraulic oil pressure-fed from the supply passage 3 through the passages 5 and 70. , 43, 44. On the other hand, when the external retardation passage 5 and the discharge passage 4 communicate with each other, the retardation passages 71, 72, 73, and 74 discharge the hydraulic oil in the retardation hydraulic chambers 41, 42, 43, and 44 through the passages 70 and 5. To discharge. 3 and 5, the advance passages 81, 82, 83, and 84 are branched from the advance passage 80, and the advance passages 81, 82, 83, and 84 are respectively connected to the advance hydraulic chamber 51, 52, 53, 54. Accordingly, when the external advance passage 6 and the supply passage 3 communicate with each other, the advance passages 81, 82, 83, and 84 advance the hydraulic oil pressure-fed from the supply passage 3 through the passages 6 and 80 to the advance hydraulic chambers 51 and 52. , 53, 54. On the other hand, when the external advance passage 6 and the discharge passage 4 communicate with each other, the advance passages 81, 82, 84 discharge the hydraulic oil in the advance hydraulic chambers 51, 52, 54 to the discharge passage 4 through the passages 80, 6. Further, the hydraulic oil is discharged from the advance hydraulic chamber 53 to the discharge passage 4 through an advance passage 86 and passages 80 and 6 which will be described later.

このように本実施形態では、遅角油圧室４１、４２、４３、４４又は進角油圧室５１、５２、５３、５４への作動油の供給、並びに遅角油圧室４１、４２、４３、４４又は進角油圧室５１、５２、５３、５４からの作動油の排出が切換弁６０のスプール位置に応じて切り換わるようになっている。そして、遅角油圧室４１、４２、４３、４４へ油圧が供給されるときには、それら油圧室の油圧によって遅角方向の回転トルクがベーンロータ２１に働く。一方、進角油圧室５１、５２、５３、５４へ油圧が供給されるときには、それら油圧室の油圧によって進角方向の回転トルクがベーンロータ２１に働く。尚、以下の説明では、進角油圧室５１、５２、５３、５４への油圧供給時にベーンロータ２１に働く進角方向の回転トルクを進角トルクＴ_rというものとする。 As described above, in this embodiment, the hydraulic oil is supplied to the retarded hydraulic chambers 41, 42, 43, 44 or the advanced hydraulic chambers 51, 52, 53, 54, and the retarded hydraulic chambers 41, 42, 43, 44 are provided. Alternatively, hydraulic oil discharge from the advance hydraulic chambers 51, 52, 53, 54 is switched according to the spool position of the switching valve 60. When hydraulic pressure is supplied to the retarded hydraulic chambers 41, 42, 43, 44, the rotational torque in the retarded direction acts on the vane rotor 21 by the hydraulic pressure in the hydraulic chambers. On the other hand, when hydraulic pressure is supplied to the advance hydraulic chambers 51, 52, 53, 54, the rotational torque in the advance angle acts on the vane rotor 21 by the hydraulic pressure in the hydraulic chambers. In the following description, the rotational torque in the advance direction acting on the vane rotor 21 when the hydraulic pressure is supplied to the advance hydraulic chambers 51, 52, 53, 54 is referred to as an advance torque _Tr .

図２、３に示すように逆止弁９０は、ストッパピストン３１を収容するベーン２１１とは回転中心軸０を挟んで反対側のベーン２１３に内蔵されている。図３、５に示すように逆止弁９０は、進角通路８０と進角油圧室５３とを接続する進角通路８３の中途部に設置されており、それによって切換弁６０よりも進角油圧室５３側に位置している。即ち、進角油圧室５３は特許請求の範囲に記載の特定流体室であり、進角通路８３は特許請求の範囲に記載の接続通路である。図２、７に示すように逆止弁９０は、ホルダ９４、弾性部材９５及び弁部材９３を有している。ホルダ９４は筒状に形成され、ベーン２１３に圧入保持されている。ホルダ９４は、進角通路８３の進角油圧室５３側部分である第一通路８３ａと進角通路８０側部分である第二通路８３ｂとに連通する弁通路９７を内部に形成しており、当該弁通路９７の外周側に弁座９６を有している。弁部材９３はボール状に形成されており、回転中心軸０に沿って往復移動可能に且つ弁座９６に対して離着座可能に、弁通路９７に収容されている。これにより、第一通路８３ａの油圧による力は弁部材９３に対して弁座９６側へ作用し、第二通路８３ｂの油圧による力は弁部材９３に対して弁座９６とは反対側へ作用する。弾性部材９５はスプリング等からなり、弁通路９７に収容されている。弾性部材９５は弁部材９３とホルダ９４との間に設けられることで、弁部材９３と共にバネマス系９９を構成しており、圧縮変形によって生じる復原力により弁部材９３を弁座９６側へ押圧する。   As shown in FIGS. 2 and 3, the check valve 90 is built in a vane 213 opposite to the vane 211 that houses the stopper piston 31 with the rotation center axis 0 interposed therebetween. As shown in FIGS. 3 and 5, the check valve 90 is installed in the middle of the advance passage 83 that connects the advance passage 80 and the advance hydraulic chamber 53, and thereby advances more than the switching valve 60. It is located on the hydraulic chamber 53 side. That is, the advance hydraulic chamber 53 is a specific fluid chamber described in the claims, and the advance passage 83 is a connection passage described in the claims. As shown in FIGS. 2 and 7, the check valve 90 includes a holder 94, an elastic member 95, and a valve member 93. The holder 94 is formed in a cylindrical shape and is press-fitted and held in the vane 213. The holder 94 internally forms a valve passage 97 communicating with the first passage 83a that is the portion of the advance passage 83 on the advance hydraulic chamber 53 side and the second passage 83b that is the portion on the advance passage 80 side. A valve seat 96 is provided on the outer peripheral side of the valve passage 97. The valve member 93 is formed in a ball shape, and is accommodated in the valve passage 97 so as to be able to reciprocate along the rotation center axis 0 and to be detachable from the valve seat 96. Thereby, the force by the hydraulic pressure of the first passage 83a acts on the valve seat 96 side with respect to the valve member 93, and the force by the hydraulic pressure of the second passage 83b acts on the side opposite to the valve seat 96 with respect to the valve member 93. To do. The elastic member 95 is made of a spring or the like and is accommodated in the valve passage 97. The elastic member 95 is provided between the valve member 93 and the holder 94 so as to constitute a spring mass system 99 together with the valve member 93 and presses the valve member 93 toward the valve seat 96 by a restoring force generated by compression deformation. .

このような構成の逆止弁９０は、図７（Ｃ）に示すように、弁部材９３が第二通路８３ｂの油圧による力を受けて弾性部材９５の復原力に抗して弁座９６から離座することにより、弁座口９８を開放する開弁状態となる。故に、この開弁状態において逆止弁９０は、進角通路８０側から弁座口９８を経由して進角油圧室５３へ向かう作動油流れを許容する。一方、図７（Ａ）、（Ｂ）に示すように逆止弁９０は、弁部材９３が弾性部材９５の復原力や進角油圧室５３及び第一通路８３ａの油圧による力を受けて弁座９６に着座することにより、弁座口９８を閉塞する閉弁状態となる。故に、この閉弁状態において逆止弁９０は、進角油圧室５３から弁座口９８を経由して進角通路８０側へ向かう作動油流れを規制する。   As shown in FIG. 7C, the check valve 90 having such a configuration is such that the valve member 93 receives the force of the hydraulic pressure of the second passage 83 b and resists the restoring force of the elastic member 95 from the valve seat 96. By separating the seat, the valve seat opening 98 is opened. Therefore, the check valve 90 allows the hydraulic oil flow from the advance passage 80 side to the advance hydraulic chamber 53 via the valve seat port 98 in this open state. On the other hand, as shown in FIGS. 7A and 7B, the check valve 90 has a valve member 93 that receives the restoring force of the elastic member 95 and the force of the advance hydraulic chamber 53 and the hydraulic pressure of the first passage 83a. By sitting on the seat 96, the valve seat port 98 is closed. Therefore, in this valve-closed state, the check valve 90 restricts the flow of hydraulic fluid from the advance hydraulic chamber 53 toward the advance passage 80 via the valve seat port 98.

図３、５に示すように、制御弁１００は、逆止弁９０と同じベーン２１３に内蔵されて進角通路８６の中途部に設置されている。図２、７に示すように制御弁１００はスプール弁であり、スプール孔１０２及び弁部材としてのスプール１０１を有している。スプール孔１０２はベーン２１３に形成されており、進角通路８６の進角油圧室５３側部分である第三通路８６ａと第二通路８３ｂ側部分である第四通路８６ｂとに連通している。したがって、進角通路８６は逆止弁９０を迂回して、進角油圧室５３と進角通路８０とを制御弁１００及び第二通路８３ｂを経由して接続している。また、スプール孔１０２は遅角通路７６にも連通している。スプール１０１は有底円筒状に形成され、回転中心軸０に沿って往復移動可能にスプール孔１０２に収容されている。スプール１０１は、図７（Ａ）に示す位置へ移動したときに第三通路８６ａに連通可能且つ第四通路８６ｂに常時連通可能な連通路１０３を内部に形成している。また、スプール１０１は、第四通路８６ｂの油圧と遅角通路７６の油圧をパイロット油圧として受ける。ここで第四通路８６ｂの油圧による力はスプール１０１に対してスプロケット１２側へ作用し、遅角通路７６の油圧による力はスプール１０１に対してフロントプレート１５側へ作用する。   As shown in FIGS. 3 and 5, the control valve 100 is built in the same vane 213 as the check valve 90 and is installed in the middle of the advance passage 86. As shown in FIGS. 2 and 7, the control valve 100 is a spool valve, and has a spool hole 102 and a spool 101 as a valve member. The spool hole 102 is formed in the vane 213 and communicates with a third passage 86a that is a portion of the advance passage 86 on the advance hydraulic chamber 53 side and a fourth passage 86b that is the portion of the second passage 83b. Accordingly, the advance passage 86 bypasses the check valve 90 and connects the advance hydraulic chamber 53 and the advance passage 80 via the control valve 100 and the second passage 83b. Further, the spool hole 102 communicates with the retard passage 76. The spool 101 is formed in a bottomed cylindrical shape, and is accommodated in the spool hole 102 so as to be able to reciprocate along the rotation center axis 0. When the spool 101 moves to the position shown in FIG. 7A, a communication passage 103 is formed inside that can communicate with the third passage 86a and always communicate with the fourth passage 86b. The spool 101 receives the hydraulic pressure in the fourth passage 86b and the hydraulic pressure in the retard passage 76 as pilot hydraulic pressure. Here, the force due to the hydraulic pressure in the fourth passage 86 b acts on the spool 101 toward the sprocket 12, and the force due to the hydraulic pressure in the retard passage 76 acts on the spool 101 toward the front plate 15.

このような構成の制御弁１００は、図７（Ａ）に示す許容位置にスプール１０１が移動することにより、連通路１０３を通じて第三通路８６ａを第四通路８６ｂに連通させ、進角通路８６を開放する。故に、この許容位置において制御弁１００は、進角油圧室５３から逆止弁９０の弁座口９８を迂回して進角通路８０側へ向かう作動油流れを許容する。一方、制御弁１００は、図７（Ｂ）、（Ｃ）に示す遮断位置にスプール１０１が移動することにより、連通路１０３を通じた通路８６ａ、８６ｂの連通を禁止し、進角通路８６を遮断する。故に、この遮断位置において制御弁１００は、弁座口９８を迂回した進角油圧室５３から進角通路８０側への作動油流れを規制する。   The control valve 100 having such a configuration causes the third passage 86a to communicate with the fourth passage 86b through the communication passage 103 by moving the spool 101 to the allowable position shown in FIG. Open. Therefore, at this permissible position, the control valve 100 allows the hydraulic oil flow from the advance hydraulic chamber 53 to the advance passage 80 side, bypassing the valve seat 98 of the check valve 90. On the other hand, the control valve 100 inhibits the communication of the passages 86a and 86b through the communication passage 103 and shuts off the advance passage 86 by moving the spool 101 to the cutoff position shown in FIGS. 7B and 7C. To do. Therefore, in this blocking position, the control valve 100 restricts the flow of hydraulic oil from the advance hydraulic chamber 53 that bypasses the valve seat port 98 to the advance passage 80 side.

次に、逆止弁９０におけるバネマス系９９の固有振動数ｆ_nの設定方法について説明する。
本実施形態では、吸気弁からカムシャフト２０を通じてベーンロータ２１へ伝達される変動トルクの変動周波数ｆ_eとの関係において、固有振動数ｆ_nが決定される。 Next, a method for setting the natural frequency f _n of the spring mass system 99 in the check valve 90 will be described.
In the present embodiment, the natural frequency f _n is determined in relation to the fluctuation frequency f _e of the fluctuation torque transmitted from the intake valve to the vane rotor 21 through the camshaft 20.

具体的には、図８に示すように変動トルクは、内燃機関の回転に応じて正トルクと負トルクとに周期的に切り換わる。ここで正トルクとは、吸気弁を押し下げるときハウジング１１に対してベーンロータ２１を遅角させる方向に働くトルクである。一方、負トルクとは、吸気弁が押し戻されるときハウジング１１に対してベーンロータ２１を進角させる方向に働くトルクである。このように正、負に切り換わる変動トルクの変動周波数ｆ_eは、図８に示す変動周期ｔ_eの逆数であって、内燃機関のエンジン回転数Ｎ_e及び気筒数Ｎ_cyを用いた下記式（１）にて表される。
ｆ_e［Ｈｚ］＝Ｎ_e・Ｎ_cy／２ ・・・（１） Specifically, as shown in FIG. 8, the variable torque is periodically switched between a positive torque and a negative torque according to the rotation of the internal combustion engine. Here, the positive torque is a torque that acts in a direction in which the vane rotor 21 is retarded with respect to the housing 11 when the intake valve is pushed down. On the other hand, the negative torque is a torque that acts in a direction to advance the vane rotor 21 relative to the housing 11 when the intake valve is pushed back. The fluctuation frequency f _e of the fluctuation torque that switches between positive and negative in this way is the reciprocal of the fluctuation period t _e shown in FIG. 8, and the following equation using the engine speed N _e and the number of cylinders N _cy of the internal combustion engine: It is represented by (1).
f _e [Hz] = N _e · N _cy / 2 (1)

図８に示す正トルクのピーク値（以下、正ピークトルクという）Ｔ₊並びに負トルクのピーク値（以下、負ピークトルクという）Ｔ_-は、クランクシャフトの常用回転数域Ｗ_Nにおいて、例えば図１に実線で示す相関をエンジン回転数Ｎ_eとの間に有している。特に図１の例において正ピークトルクＴ₊は、常用回転数域Ｗ_Nの低回転数側においてエンジン回転数Ｎ_eが低下するほど増大する傾向を示し、また同一エンジン回転数での負ピークトルクＴ_-よりも大きさが大きい。即ち変動トルクは、平均すると、正ピークトルクＴ₊側に大きく作用する。また、このような正ピークトルクＴ₊と比較して先述の進角トルクＴ_rは、常用回転数域Ｗ_Nにおいて、例えば図１に一点鎖線で示す相関をエンジン回転数Ｎ_eとの間に有している。特に図１の例では、吐出圧Ｐがエンジン回転数Ｎ_eに追従して高低することに起因し、進角トルクＴ_rもエンジン回転数Ｎ_eに追従して高低する傾向を示している。以上により、常用回転数域Ｗ_Nの所定のエンジン回転数Ｎ_e0では、正ピークトルクＴ₊と進角トルクＴ_rとの大きさが一致して、それらのトルクが互いに相殺し合う。また、Ｎ_e0より低回転数側では、正ピークトルクＴ₊が進角トルクＴ_rより大きくなる一方、Ｎ_e0より高回転数側では、正ピークトルクＴ₊が進角トルクＴ_rより小さくなる。 The positive torque peak value (hereinafter referred to as positive peak torque) T _{+ and the} negative torque peak value (hereinafter referred to as negative peak torque) T ₋ shown in FIG. 8 are, for example, shown in the normal rotation speed range W _N of the crankshaft. and a correlation indicated by the solid line between the engine speed N _e to 1. In particular, in the example of FIG. 1, the positive peak torque T ₊ tends to increase as the engine speed _Ne decreases on the low speed side of the normal speed range W _N , and the negative peak torque at the same engine speed. T _- size is larger than the. That is, on the average, the fluctuation torque greatly acts on the positive peak torque T ₊ side. Further, the advanced angle torque T _r of the foregoing compared such positive peak torque T ₊ A, in a normal speed region W _N, for example, the correlation shown in FIG. 1 by the dashed line between the engine speed N _e Have. Especially in the example of FIG. 1, the discharge pressure P indicates a tendency to high and low following the engine in accordance with the rotation speed N _e is due to the high and low, advance torque T _r be the engine speed N _e. As described above, at the predetermined engine speed N _e0 in the normal speed range W _N , the magnitudes of the positive peak torque T ₊ and the advance angle torque T _r coincide with each other, and these torques cancel each other. Also, the more N _e0 low engine speed side, while the positive peak torque T ₊ is greater than the advancing torque T _r, in the high rotational speed side than the N _e0, small positive peak torque T ₊ is from advancing torque T _r .

さて、バネマス系９９の固有振動数ｆ_nは、弾性部材９５のバネ定数ｋと、弁部材９３の質量ｍとを用いた下記式（２）にて表される。
ｆ_n［Ｈｚ］＝√（ｋ／ｍ）／２π ・・・（２）
そして本実施形態では、上述のエンジン回転数Ｎ_e0における変動周波数ｆ_e0と固有振動数ｆ_nとが下記の式（３）、（４）を満たすように、固有振動数ｆ_nが設定される。したがって、固有振動数ｆ_nは、図１に示す常用回転数域Ｗ_Nにおいて変動周波数ｆ_eが変化する範囲Ｗ_f内の値となる。尚、図１においてエンジン回転数Ｎ_enは、変動周波数ｆ_eが固有振動数ｆ_nと一致するときの回転数を示している。
ｆ_e0［Ｈｚ］＝Ｎ_e0・Ｎ_cy／２ ・・・（３）
ｆ_n≦ｆ_e0 ・・・（４） The natural frequency f _n of the spring mass system 99 is expressed by the following equation (2) using the spring constant k of the elastic member 95 and the mass m of the valve member 93.
f _n [Hz] = √ (k / m) / 2π (2)
In this embodiment, the natural frequency f _n is set so that the fluctuation frequency _{fe 0} and the natural frequency f _{n at} the engine speed N _e0 satisfy the following expressions (3) and (4). . Therefore, the natural frequency f _n is a value within the range W _f in which the fluctuation frequency _fe changes in the normal rotational speed range W _N shown in FIG. In FIG. 1, the engine speed N _en indicates the speed when the fluctuation frequency _fe matches the natural frequency f _n .
f _e0 [Hz] = N _e0 · N _cy / 2 (3)
f _n ≦ f _e0 (4)

次に、第一実施形態によるバルブタイミング調整装置１０の作動を説明する。尚、内燃機関の停止状態ではベーンロータ２１は最遅角位置の位相であり、ストッパピストン３１が嵌合リング３２に嵌合しているものとする。また、内燃機関の停止状態ではポンプ１が停止し、内燃機関の作動状態では、ポンプ１が継続して駆動されるものとする。   Next, the operation of the valve timing adjusting device 10 according to the first embodiment will be described. When the internal combustion engine is stopped, the vane rotor 21 is in the most retarded phase, and the stopper piston 31 is fitted in the fitting ring 32. The pump 1 is stopped when the internal combustion engine is stopped, and the pump 1 is continuously driven when the internal combustion engine is operating.

（I）内燃機関の始動時
内燃機関の始動時は、遅角油圧室４１、４２、４３、４４、進角油圧室５１、５２、５３、５４及び駆動油圧室３４、３５にポンプ１から十分な圧力の作動油が供給されない。そのため、弾性部材３３の押圧によりストッパピストン３１は嵌合リング３２に嵌合したままであり、ハウジング１１に対してベーンロータ２１は最遅角位置にロックされている。これにより、吸気弁からカムシャフト２０を通じてベーンロータ２１へ伝わる変動トルクによってハウジング１１とベーンロータ２１とが相対回転振動して衝突することによる打音の発生が防止される。 (I) When starting the internal combustion engine When starting the internal combustion engine, the retard hydraulic chambers 41, 42, 43, 44, the advance hydraulic chambers 51, 52, 53, 54 and the drive hydraulic chambers 34, 35 are sufficiently supplied from the pump 1. The hydraulic oil at the proper pressure is not supplied. Therefore, the stopper piston 31 remains fitted to the fitting ring 32 by the pressing of the elastic member 33, and the vane rotor 21 is locked at the most retarded position with respect to the housing 11. As a result, the generation of hitting sound due to the relative rotational vibration and collision between the housing 11 and the vane rotor 21 caused by the fluctuation torque transmitted from the intake valve to the vane rotor 21 through the camshaft 20 is prevented.

（II）進角作動
ＥＣＵ７が切換弁６０への通電をオンすると、スプール６２はスプリング６３の復原力に抗して加わる電磁駆動力によって図６に示す第二位置へ移動する。この状態においてポンプ１から吐出された作動油は、供給通路３から外部進角通路６へ供給され、さらに進角通路８０を経由して通路８１、８２、８３ｂ、８４へ供給される。その結果、第二通路８３ｂ及び第四通路８６ｂの油圧が上昇すると、図７（Ｃ）に示すように、逆止弁９０が開弁すると共に制御弁１００が進角通路８６を遮断するため、作動油が第二通路８３ｂから進角油圧室５３へ流入する。また、進角通路８１、８２、８４への供給油は進角油圧室５１、５２、５４へ流入し、さらに進角油圧室５１から進角通路８５を経由して駆動油圧室３４へ流入する。この油流入によって駆動油圧室３４の油圧が上昇すると、ストッパピストン３１が嵌合リング３２から離脱し、ハウジング１１に対するベーンロータ２１のロックが解除される。一方、遅角油圧室４１、４２、４３、４４の作動油は、遅角通路７１、７２、７３、７４から通路７０、５を経由して排出通路４へ排出される。このように、進角油圧室５１、５２、５３、５４へ作動油が供給され、遅角油圧室４１、４２、４３、４４から作動油が排出されることにより、ベーンロータ２１は四室ある進角油圧室５１、５２、５３、５４の油圧による力を受ける。その結果、ベーンロータ２１はハウジング１１に対して進角方向へ相対回転する。 (II) Advance Operation When the ECU 7 turns on the energization of the switching valve 60, the spool 62 moves to the second position shown in FIG. 6 by the electromagnetic driving force applied against the restoring force of the spring 63. In this state, the hydraulic oil discharged from the pump 1 is supplied from the supply passage 3 to the external advance passage 6 and further supplied to the passages 81, 82, 83 b and 84 via the advance passage 80. As a result, when the hydraulic pressure in the second passage 83b and the fourth passage 86b increases, the check valve 90 opens and the control valve 100 blocks the advance passage 86 as shown in FIG. The hydraulic oil flows into the advance hydraulic chamber 53 from the second passage 83b. Further, the oil supplied to the advance passages 81, 82, 84 flows into the advance hydraulic chambers 51, 52, 54, and further flows into the drive hydraulic chamber 34 from the advance hydraulic chamber 51 via the advance passage 85. . When the hydraulic pressure in the drive hydraulic chamber 34 rises due to this oil inflow, the stopper piston 31 is detached from the fitting ring 32 and the lock of the vane rotor 21 with respect to the housing 11 is released. On the other hand, the hydraulic oil in the retarded hydraulic chambers 41, 42, 43, 44 is discharged from the retarded passages 71, 72, 73, 74 to the discharge passage 4 via the passages 70, 5. As described above, the hydraulic oil is supplied to the advance hydraulic chambers 51, 52, 53, 54, and the hydraulic oil is discharged from the retard hydraulic chambers 41, 42, 43, 44, so that the vane rotor 21 has four chambers. It receives the force of the hydraulic pressure in the angular hydraulic chambers 51, 52, 53, 54. As a result, the vane rotor 21 rotates relative to the housing 11 in the advance direction.

進角油圧室５１、５２、５３、５４へ作動油を供給し、遅角油圧室４１、４２、４３、４４から作動油を排出することによりベーンロータ２１を進角側の目標位相に位相制御するときには、ベーンロータ２１はハウジング１１に対し、遅角方向及び進角方向に変動トルクを受け、さらにベーンロータ２１を介し、各油圧室の作動油にトルクが伝播される。そのため、変動トルクの正、負に応じて進角油圧室５３及び第一通路８３ａの油圧が供給油圧よりも上昇、下降する。尚、ベーンロータ２１が正トルクを受ける場合、進角油圧室５１、５２、５３、５４の作動油は圧縮されて油圧が上昇し、通路８１、８２、８３ａ、８４へ流出する力を受ける。
ここで、エンジン回転数Ｎ_eが固有振動数ｆ_nに対応するＮ_enより低い間、即ち変動トルクの変動周波数ｆ_eが固有振動数ｆ_nより小さい間は、バネマス系９９における振動伝達率が高くなる。そのため、進角油圧室５３及び第一通路８３ａの油圧が上昇、下降するのに追従して、弁部材９３が弁座９６に対する着座、離座を繰り返す。即ち、逆止弁９０が開閉弁を繰り返す。故にポンプ１の吐出圧Ｐが十分に高くなっていない場合において、ベーンロータ２１が正トルクを受けるときには、図７（Ｂ）に示すように逆止弁９０が閉弁して進角通路８３を遮断する。尚、このとき制御弁１００は図７（Ｂ）に示すように進角通路８６を遮断しているので、逆止弁９０による進角通路８３の遮断作用と相俟って、進角油圧室５３の作動油が進角通路８０側へ流出しなくなる。したがって、ポンプ１から供給される作動油の油圧が十分に高くなっていないにも拘らず、ベーンロータ２１が正トルクを受けても、遅角側へ戻されない。また、それにより進角油圧室５１、５２、５４からも作動油が排出されなくなるので、ベーンロータ２１は正トルクを受けても、ハウジング１１に対して目標位相とは反対の遅角側へ戻ることを防止される。その結果、ベーンロータ２１は、進角側の目標位相へ速やかに到達する。 The hydraulic oil is supplied to the advance hydraulic chambers 51, 52, 53, 54, and the hydraulic oil is discharged from the retard hydraulic chambers 41, 42, 43, 44, so that the phase of the vane rotor 21 is controlled to the advance target phase. In some cases, the vane rotor 21 receives a fluctuating torque in the retarding direction and the advancing direction with respect to the housing 11, and further, the torque is transmitted to the hydraulic oil in each hydraulic chamber via the vane rotor 21. Therefore, the hydraulic pressure in the advance hydraulic chamber 53 and the first passage 83a rises and falls below the supply hydraulic pressure according to whether the fluctuation torque is positive or negative. When the vane rotor 21 receives a positive torque, the hydraulic oil in the advance hydraulic chambers 51, 52, 53, and 54 is compressed and the hydraulic pressure rises, and receives a force that flows out to the passages 81, 82, 83a, and 84.
Here, while the engine speed N _e is lower than N _en corresponding to the natural frequency f _n , that is, while the fluctuation frequency f _{e of the} fluctuation torque is smaller than the natural frequency f _n , the vibration transmissibility in the spring mass system 99 is high. Get higher. Therefore, the valve member 93 repeats seating and separation with respect to the valve seat 96 as the hydraulic pressure in the advance hydraulic chamber 53 and the first passage 83a rise and fall. That is, the check valve 90 repeats the opening / closing valve. Therefore, when the discharge pressure P of the pump 1 is not sufficiently high, when the vane rotor 21 receives a positive torque, the check valve 90 is closed to block the advance passage 83 as shown in FIG. To do. At this time, since the control valve 100 blocks the advance passage 86 as shown in FIG. 7B, the advance hydraulic chamber is coupled with the blocking action of the advance passage 83 by the check valve 90. 53 hydraulic oil does not flow out to the advance passage 80 side. Therefore, even if the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied from the pump 1 is not sufficiently high, even if the vane rotor 21 receives a positive torque, it is not returned to the retard side. Further, since hydraulic oil is not discharged from the advance hydraulic chambers 51, 52, and 54, the vane rotor 21 returns to the retard angle side opposite to the target phase with respect to the housing 11 even when receiving a positive torque. Is prevented. As a result, the vane rotor 21 quickly reaches the target phase on the advance side.

また一方、エンジン回転数Ｎ_eがＮ_enより高くなる、即ち変動周波数ｆ_eが固有振動数ｆ_nを超えると、バネマス系９９における振動伝達率が低下する。そのため、変動トルクの正、負に応じて進角油圧室５３及び第一通路８３ａの油圧が上昇、下降しても、それに追従する弁部材９３の変位は抑制され、エンジン回転数Ｎ_eと共に上昇した第二通路８３ｂへの供給油圧によって逆止弁９０が図７（Ｃ）の開弁状態に維持され、進角油圧室５３に作動油が供給される。また、この場合、進角トルクＴ_rが正ピークトルクＴ₊よりも大きくなるため、正トルクによる進角油圧室５１、５２、５３、５４からの作動油の流出がなくなる。したがって、油圧が高くなった場合にも、正トルクを受けたベーンロータ２１が遅角側へ戻されることがないので、ベーンロータ２１を進角側の目標位相へ速やかに到達させることができる。 On the other hand, when the engine speed N _e becomes higher than N _en , that is, when the fluctuation frequency _fe exceeds the natural frequency f _n , the vibration transmission rate in the spring mass system 99 decreases. Therefore, positive, the hydraulic pressure of the advancing hydraulic chamber 53 and the first passage 83a in response to a negative increase of the fluctuation torque, even lowered, the displacement of the valve member 93 to follow it will be suppressed, increases with the engine speed N _e The check valve 90 is maintained in the open state shown in FIG. 7C by the hydraulic pressure supplied to the second passage 83 b, and hydraulic oil is supplied to the advance hydraulic chamber 53. Further, in this case, since the advance angle torque _Tr is larger than the positive peak torque T ₊ , the hydraulic oil does not flow out of the advance angle hydraulic chambers 51, 52, 53, and 54 due to the positive torque. Therefore, even when the hydraulic pressure increases, the vane rotor 21 that has received the positive torque is not returned to the retard side, so that the vane rotor 21 can quickly reach the target phase on the advance side.

（III）遅角作動
ＥＣＵ７が切換弁６０への通電をオフすると、スプール６２はスプリング６３の復原力によって図５に示す第一位置へ移動する。この状態のとき、供給通路３から外部遅角通路５へ作動油が供給され、さらに作動油が遅角通路７０、７１、７２、７３、７４を経由して遅角油圧室４１、４２、４３、４４へ供給される。また、この状態のとき進角油圧室５１、５２、５４の作動油は、進角通路８１、８２、８４から通路８０、６を経由して排出通路４へ排出される。それと共に、第二通路８３ｂ及び第四通路８６ｂの作動油は通路８０、６を経由して排出通路４へ排出される。そのため、逆止弁９０では、第二通路８３ｂ側の油圧よりも第一通路８３ａ側の油圧が高くなるので、逆止弁９０は、図７（Ａ）に示すように弁部材９３が弁座９６に着座することによって閉弁し、進角通路８３を遮断する。一方、このとき制御弁１００では、遅角油圧室４３に接続する遅角通路７６側の油圧が第四通路８６ｂ側の油圧よりも高くなるので、制御弁１００は、図７（Ａ）に示すように進角通路８６を開放する。これにより進角油圧室５３の作動油は、通路８６、８３ｂ、８０、６を経由して排出通路４へ排出される。このように、遅角油圧室４１、４２、４３、４４へ作動油が供給され、進角油圧室５１、５２、５３、５４から作動油が排出されることにより、ベーンロータ２１は四室ある遅角油圧室４１、４２、４３、４４の油圧による力を受ける。その結果、ベーンロータ２１はハウジング１１に対して遅角方向へ相対回転する。 (III) Retardation Operation When the ECU 7 turns off the energization to the switching valve 60, the spool 62 moves to the first position shown in FIG. In this state, hydraulic oil is supplied from the supply passage 3 to the external retardation passage 5, and the hydraulic oil further passes through the retardation passages 70, 71, 72, 73, 74, and the retardation hydraulic chambers 41, 42, 43. , 44. In this state, the hydraulic oil in the advance hydraulic chambers 51, 52, 54 is discharged from the advance passages 81, 82, 84 to the discharge passage 4 via the passages 80, 6. At the same time, the hydraulic oil in the second passage 83 b and the fourth passage 86 b is discharged to the discharge passage 4 via the passages 80 and 6. Therefore, in the check valve 90, the hydraulic pressure on the first passage 83a side is higher than the hydraulic pressure on the second passage 83b side. Therefore, as shown in FIG. The valve is closed by being seated on 96 and the advance passage 83 is blocked. On the other hand, in the control valve 100, the hydraulic pressure on the retarding passage 76 side connected to the retarding hydraulic chamber 43 is higher than the hydraulic pressure on the fourth passage 86b side, and therefore the control valve 100 is shown in FIG. Thus, the advance passage 86 is opened. As a result, the hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 53 is discharged to the discharge passage 4 via the passages 86, 83 b, 80, and 6. As described above, the hydraulic oil is supplied to the retarded hydraulic chambers 41, 42, 43, and 44, and the hydraulic fluid is discharged from the advanced hydraulic chambers 51, 52, 53, and 54, so that the vane rotor 21 has four chambers. The hydraulic force of the corner hydraulic chambers 41, 42, 43, 44 is received. As a result, the vane rotor 21 rotates relative to the housing 11 in the retard direction.

（IV）保持作動
上記（II）又は（III）の作動によってベーンロータ２１が目標位相に達すると、ＥＣＵ７が切換弁６０へ供給する駆動電流のデューティ比を制御し、スプール６２を中間位置に保持する。その結果、切換弁６０は、外部遅角通路５及び外部進角通路６と、ポンプ１及び排出通路４との接続を遮断し、遅角油圧室４１、４２、４３、４４及び進角油圧室５１、５２、５３、５４から排出通路４へ作動油が排出されることを防止する。したがって、ベーンロータ２１が目標位相に保持される。 (IV) Holding Operation When the vane rotor 21 reaches the target phase by the operation (II) or (III) described above, the duty ratio of the driving current supplied from the ECU 7 to the switching valve 60 is controlled, and the spool 62 is held at the intermediate position. . As a result, the switching valve 60 cuts off the connection between the external retard passage 5 and the external advance passage 6, and the pump 1 and the discharge passage 4, and the retard hydraulic chambers 41, 42, 43, 44 and the advance hydraulic chamber. The hydraulic oil is prevented from being discharged to the discharge passage 4 from 51, 52, 53, and 54. Accordingly, the vane rotor 21 is held at the target phase.

以上説明した実施形態によると、上記（II）の進角作動では、内燃機関の常用回転数域Ｗ_Nのうち正ピークトルクＴ₊が進角トルクＴ_rより大きくなる所定の低回転数域に限って、逆止弁９０の開閉の繰返を許容する一方で、常用回転数域Ｗ_Nの任意のエンジン回転数Ｎ_eで進角油圧室５３からの油流出が規制され、ベーンロータ２１の遅角側への戻りが阻止される。このような作用によれば、逆止弁９０の耐久性を向上させつつ、バルブタイミング調整装置１０としての進角応答性も向上させることができる。 According to the embodiment described above, in the advance operation of the above (II), the positive peak torque T _{+ in} the normal rotation speed range W _N of the internal combustion engine falls within a predetermined low rotation speed range where the positive peak torque T ₊ becomes larger than the advance angle torque _Tr. only, in while allowing the repetition of the opening and closing of the check valve 90, the oil outflow from the advancing hydraulic chamber 53 at any engine speed N _e of the conventional speed range W _N is restricted, slow the vane rotor 21 Return to the corner is prevented. According to such an action, it is possible to improve the advance angle responsiveness as the valve timing adjusting device 10 while improving the durability of the check valve 90.

ここまで本発明の実施形態について説明してきたが、本発明は上述の実施形態に限定して解釈されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲内において種々の実施形態に適用可能である。
例えば上述の実施形態においてバネマス系９９の固有振動数ｆ_nについては、内燃機関の常用回転数域Ｗ_Nで変動周波数ｆ_eが変化する範囲Ｗ_f内であれば、正ピークトルクＴ₊と進角トルクＴ_rとが一致するときの変動周波数ｆ_e0より大きく設定してもよい。また、上述の実施形態で説明した図１の例とは異なり、正ピークトルクＴ₊と進角トルクＴ_rとが一致するエンジン回転数Ｎ_eが複数存在するような場合には、それらのうち最小のエンジン回転数Ｎ_eをＮ_e0として、固有振動数ｆ_nを設定する。 Although the embodiments of the present invention have been described so far, the present invention is not construed as being limited to the above-described embodiments, and can be applied to various embodiments without departing from the gist thereof.
For example, in the above-described embodiment, the natural frequency f _n of the spring mass system 99 is increased with the positive peak torque T _{+ as} long as it is within a range W _f where the fluctuation frequency _fe changes in the normal rotation speed range W _N of the internal combustion engine. You may set larger than the fluctuation frequency _fe0 when angular torque _Tr corresponds. Further, unlike the example of FIG. 1 described in the above embodiment, when the engine speed N _e of the positive peak torque T ₊ and the advanced angle torque T _r coincides there are a plurality, among them The natural frequency f _n is set with the minimum engine speed N _e as N _e0 .

また、上述の実施形態では、逆止弁９０又は制御弁１００の少なくともいずれか一方について、ボス部２４やカムシャフト２０に内蔵させてもよい。さらに上述の実施形態では、逆止弁９０及び制御弁１００をベーン間の複数の油圧室に連通させてそれら油圧室からの油流出を制御してもよい。またさらに上述の実施形態では、逆止弁９０及び制御弁１００の組を複数組設けて互いに同じ又は相異なる油圧室に連通させてよい。尚、この場合には、全ての逆止弁９０におけるバネマス系９９の固有振動数ｆ_nについて、内燃機関の常用回転数域Ｗ_Nで変動周波数ｆ_eが変化する範囲Ｗ_f内、望ましくは式（３）、（４）を満たすように設定される。 In the above-described embodiment, at least one of the check valve 90 and the control valve 100 may be built in the boss portion 24 or the camshaft 20. Furthermore, in the above-described embodiment, the check valve 90 and the control valve 100 may be communicated with a plurality of hydraulic chambers between the vanes to control oil outflow from these hydraulic chambers. Furthermore, in the above-described embodiment, a plurality of check valve 90 and control valve 100 sets may be provided and communicated with the same or different hydraulic chambers. In this case, the natural frequency f _n of the spring mass system 99 in all the check valves 90 is within the range W _f in which the fluctuation frequency _fe changes in the normal rotation speed range W _N of the internal combustion engine, preferably in the formula. It is set so as to satisfy (3) and (4).

加えて上述の実施形態では、進角通路８６の第三通路８６ａを進角油圧室５３に直接連通させる代わりに、進角通路８３の第一通路８３ａを通じて進角油圧室５３に連通させてもよい。さらに上述の実施形態では、遅角通路７６を遅角油圧室４３に連通させる代わりに、遅角通路７０や当該通路７０から分岐する遅角通路７１、７２、７３、７４のいずれかに遅角通路７６を連通させてもよい。   In addition, in the above-described embodiment, the third passage 86a of the advance passage 86 may be communicated with the advance hydraulic chamber 53 through the first passage 83a of the advance passage 83 instead of directly communicating with the advance hydraulic chamber 53. Good. Further, in the above-described embodiment, instead of communicating the retard passage 76 with the retard hydraulic chamber 43, the retard passage 70 or the retard passage 71, 72, 73, 74 branched from the passage 70 is retarded. The passage 76 may be communicated.

また加えて上述の実施形態では、進角通路８０と進角油圧室５３とを接続する進角通路８３に逆止弁９０を設置する代わりに、遅角通路７０と遅角油圧室４３とを接続する遅角通路７３に逆止弁９０を設置してもよい。尚、この場合、進角通路８６に制御弁１００を配置する代わりに、逆止弁９０の弁座口９８を迂回して遅角通路７０と遅角油圧室４３とを接続する遅角通路を設け、その遅角通路に制御弁１００を配置してもよい。また、この場合には、遅角油圧室４１、４２、４３、４４への油圧供給時にベーンロータ２１に働く遅角方向の回転トルク（遅角トルク）と負ピークトルクＴ_-とが一致するエンジン回転数Ｎ_eをＮ_e0として、固有振動数ｆ_nを設定する。 In addition, in the above-described embodiment, instead of installing the check valve 90 in the advance passage 83 connecting the advance passage 80 and the advance hydraulic chamber 53, the retard passage 70 and the retard hydraulic chamber 43 are connected to each other. A check valve 90 may be installed in the retarded passage 73 to be connected. In this case, instead of disposing the control valve 100 in the advance passage 86, a retard passage that bypasses the valve seat 98 of the check valve 90 and connects the retard passage 70 and the retard hydraulic chamber 43 is provided. The control valve 100 may be disposed in the retard passage. Further, in this case, the engine rotation in which the rotational torque in the retarding direction (retarding torque) acting on the vane rotor 21 and the negative peak torque T ₋ coincide with each other when the hydraulic pressure is supplied to the retarding hydraulic chambers 41, 42, 43, 44. The natural frequency f _n is set with the number N _e as N _e0 .

さらに加えて上述の実施形態では、ハウジング１１とカムシャフト２０とを連動回転させると共に、ベーンロータ２１とクランクシャフトとを連動回転させてもよい。
またさらに加えて上述の実施形態では、吸気弁のバルブタイミングを調整する装置に本発明を適用した例を説明したが、本発明は、排気弁のバルブタイミングを調整する装置や、吸、排気弁の双方のバルブタイミングを調整する装置にも適用してもよい。 In addition, in the above-described embodiment, the housing 11 and the camshaft 20 may be rotated together and the vane rotor 21 and the crankshaft may be rotated together.
In addition, in the above-described embodiment, the example in which the present invention is applied to the apparatus for adjusting the valve timing of the intake valve has been described. However, the present invention is not limited to the apparatus for adjusting the valve timing of the exhaust valve, and the intake and exhaust valves. The present invention may also be applied to a device that adjusts both valve timings.

本発明の一実施形態によるバルブタイミング調整装置の特徴を説明するための特性図である。It is a characteristic view for demonstrating the characteristic of the valve timing adjustment apparatus by one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態によるバルブタイミング調整装置を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the valve timing adjustment apparatus by one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態によるバルブタイミング調整装置を示す図であって、図２のIII−III線断面図である。It is a figure which shows the valve timing adjustment apparatus by one Embodiment of this invention, Comprising: It is the III-III sectional view taken on the line of FIG. 本発明の一実施形態によるバルブタイミング調整装置の特徴を説明するための特性図である。It is a characteristic view for demonstrating the characteristic of the valve timing adjustment apparatus by one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態によるバルブタイミング調整装置の概略構成及び一作動状態を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows schematic structure and one operation state of the valve timing adjustment apparatus by one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態によるバルブタイミング調整装置の別の作動状態を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows another operation state of the valve timing adjustment apparatus by one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態によるバルブタイミング調整装置の作動を説明するための要部拡大断面図である。It is a principal part expanded sectional view for demonstrating the action | operation of the valve timing adjustment apparatus by one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態によるバルブタイミング調整装置の特徴を説明するための特性図である。It is a characteristic view for demonstrating the characteristic of the valve timing adjustment apparatus by one Embodiment of this invention.

符号の説明Explanation of symbols

１ ポンプ（流体圧供給源）、１０ バルブタイミング調整装置、１１ ハウジング、１２ スプロケット、１３ シューハウジング、１５ フロントプレート、２０ カムシャフト（従動軸）、２１ ベーンロータ、２４ ボス部、３１ ストッパピストン（ロック部材）、３２ 嵌合リング、３３ 弾性部材、３４、３５ 駆動油圧室、４１、４２、４３、４４ 遅角油圧室（流体室）、５１、５２、５４ 進角油圧室（流体室）、５３ 進角油圧室（流体室、特定流体室）、６０ 切換弁、６２ スプール、８０ 進角通路、８３ 進角通路（接続通路）、８３ａ 第一通路、８３ｂ 第二通路、９０ 逆止弁、９３ 弁部材、９４ ホルダ、９５ 弾性部材、９６ 弁座、９７ 弁通路、９９ バネマス系、１００ 制御弁、１３５ 収容室、２１１、２１２、２１３、２１４ ベーン、ｆ_e、ｆ_e0 変動周波数、ｆ_n 固有振動数、Ｎ_e、Ｎ_e0、Ｎ_en エンジン回転数、Ｐ 吐出圧、Ｔ₊ 正ピークトルク（ピーク値）、Ｔ_- 負ピークトルク（ピーク値）、Ｔ_r 進角トルク（回転トルク）、Ｗ_f 範囲、Ｗ_N 常用回転数域
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Pump (fluid pressure supply source), 10 Valve timing adjusting device, 11 Housing, 12 Sprocket, 13 Shoe housing, 15 Front plate, 20 Cam shaft (driven shaft), 21 Vane rotor, 24 Boss part, 31 Stopper piston (lock member) ), 32 Fitting ring, 33 Elastic member, 34, 35 Drive hydraulic chamber, 41, 42, 43, 44 Delay angle hydraulic chamber (fluid chamber), 51, 52, 54 Advance hydraulic chamber (fluid chamber), 53 advance Square hydraulic chamber (fluid chamber, specific fluid chamber), 60 switching valve, 62 spool, 80 advance passage, 83 advance passage (connection passage), 83a first passage, 83b second passage, 90 check valve, 93 valve Member, 94 holder, 95 elastic member, 96 valve seat, 97 valve passage, 99 spring mass system, 100 control valve, 135 storage chamber, 211, 212, 213, 214 Over emissions, f _e, f _e0 variation frequency, f _n natural _{frequency, N e, N e0, N} en engine speed, P discharge pressure, T ₊ positive peak torque (peak value), T _- negative peak torque (peak Value), _Tr advance angle torque (rotation torque), W _f range, W _N normal rotation speed range

Claims (1)

内燃機関の駆動軸から吸気弁及び排気弁の少なくともいずれか一方を開閉駆動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、前記吸気弁及び前記排気弁の少なくともいずれか一方の開閉タイミングを調整するバルブタイミング調整装置において、
前記駆動軸又は前記従動軸の一方と共に回転し、所定の角度範囲で回転方向に形成された収容室を回転方向に複数有するハウジングと、
前記駆動軸又は前記従動軸の他方と共に回転し、前記収容室に収容されるベーンを有し、前記ベーンにより各収容室を仕切って形成された複数の遅角室及び進角室の作動流体圧により前記ハウジングに対して遅角側又は進角側に相対回転駆動されるベーンロータと、
前記内燃機関の回転数に追従して高低する作動流体圧を前記遅角室及び前記進角室へ供給する流体圧供給源と、
前記遅角室又は前記進角室のうち少なくともいずれか一つを特定流体室とし、前記流体圧供給源と前記遅角室又は前記進角室とを接続する遅角通路又は進角通路のうち前記特定流体室と接続する通路を接続通路として、前記接続通路に設置される逆止弁であって、弁座、前記弁座に対して離着座する弁部材並びに復原力により前記弁部材を前記弁座側へ押圧する弾性部材を有し、前記流体圧供給源から供給される作動流体圧により前記弁部材が前記復原力に抗して前記弁座から離座することで前記流体圧供給源側から前記特定流体室への作動流体の流れを許容し、前記特定流体室の作動流体圧により前記弁部材が前記弁座に着座することで前記特定流体室から前記流体圧供給源側への作動流体の流れを規制する逆止弁と、
を備え、
前記弾性部材及び前記弁部材からなるバネマス系の固有振動数は、前記吸気弁及び前記排気弁の少なくともいずれか一方から前記従動軸へ伝達される変動トルクの変動周波数が前記内燃機関の常用回転数域において変化する範囲内に設定され、前記遅角室又は前記進角室の流体圧により前記ベーンロータに与えられる回転トルクが前記変動トルクのピーク値と一致するときの前記変動周波数に設定されることを特徴とするバルブタイミング調整装置。 Provided in a driving force transmission system that transmits driving force from a driving shaft of an internal combustion engine to a driven shaft that opens and closes at least one of an intake valve and an exhaust valve, and opens and closes at least one of the intake valve and the exhaust valve In the valve timing adjusting device for adjusting the timing,
A housing that rotates together with one of the drive shaft and the driven shaft and has a plurality of storage chambers formed in the rotation direction in a predetermined angle range in the rotation direction;
Working fluid pressures of a plurality of retarding chambers and advancing chambers that rotate together with the other of the drive shaft or the driven shaft and have vanes that are accommodated in the accommodating chambers, and are formed by partitioning the accommodating chambers by the vanes. A vane rotor that is driven to rotate relative to the housing at a retard angle side or an advance angle side,
A fluid pressure supply source for supplying a working fluid pressure that increases and decreases following the rotational speed of the internal combustion engine to the retard chamber and the advance chamber;
At least one of the retard chamber and the advance chamber is a specific fluid chamber, and among the retard passage or the advance passage connecting the fluid pressure supply source and the retard chamber or the advance chamber A check valve installed in the connection passage with a passage connected to the specific fluid chamber as a connection passage, wherein the valve member is attached to and detached from the valve seat, and the valve member is The fluid pressure supply source includes an elastic member that presses toward the valve seat, and the valve member is separated from the valve seat against the restoring force by the working fluid pressure supplied from the fluid pressure supply source. The flow of the working fluid from the side to the specific fluid chamber is allowed, and the valve member is seated on the valve seat by the working fluid pressure of the specific fluid chamber, so that the specific fluid chamber moves to the fluid pressure supply source side. A check valve that regulates the flow of the working fluid;
With
The natural frequency of the spring mass system composed of the elastic member and the valve member is such that the fluctuation frequency of the fluctuation torque transmitted from at least one of the intake valve and the exhaust valve to the driven shaft is the normal rotational speed of the internal combustion engine. Set within a range that varies in the region, and is set to the fluctuation frequency when the rotational torque applied to the vane rotor by the fluid pressure in the retard chamber or the advance chamber coincides with the peak value of the fluctuation torque. A valve timing adjusting device characterized by the above.

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