JP6157308B2 - Valve timing control device for internal combustion engine - Google Patents

Description

本発明は、吸気弁や排気弁の開閉タイミングを運転状態に応じて可変制御する内燃機関のバルブタイミング制御装置に関する。   The present invention relates to a valve timing control device for an internal combustion engine that variably controls opening / closing timings of intake valves and exhaust valves according to operating conditions.

従来の内燃機関のバルブタイミング制御装置としては、以下の特許文献１に記載されたものが知られている。   As a conventional valve timing control device for an internal combustion engine, one described in Patent Document 1 below is known.

概略を説明すると、クランクシャフトから回転力が伝達され、内周に複数の作動油室が設けられたハウジング本体と、該ハウジング本体の前端開口部を閉塞するフロントプレートと、前記ハウジング本体に対して所定角度範囲内で最遅角側と最進角側へ相対回転可能に設けられ、前記作動油室内を遅角油室と進角油室に隔成する４つのベーンを有するベーンロータと、一端部が前記フロントプレートのコ字状の係止部に係止され、他端部が前記ベーンロータに係止されて前記フロントプレートの前端面中央に突設された円筒部に内周側がガイドされたトーションスプリングと、を備え、該トーションスプリングは、ばね力によって前記ベーンロータを進角側へ相対回転するように付勢している。   Describing the outline, a housing body in which a rotational force is transmitted from a crankshaft and a plurality of hydraulic oil chambers are provided on the inner periphery, a front plate that closes a front end opening of the housing body, and the housing body A vane rotor having four vanes provided so as to be relatively rotatable to the most retarded angle side and the most advanced angle side within a predetermined angle range and separating the hydraulic oil chamber into a retarded oil chamber and an advanced oil chamber; Is locked to the U-shaped locking portion of the front plate, the other end is locked to the vane rotor, and the inner peripheral side is guided by a cylindrical portion protruding from the center of the front end surface of the front plate. A torsion spring that urges the vane rotor to rotate relative to the advance side by a spring force.

また、前記各ベーンのうちの１つには、ハウジング本体に対してベーンロータを、機関始動に適した所定の相対回転位置に拘束するロック機構が設けられている。このため、前記１つのベーンは、他の３つのベーンよりも周方向幅が大きく設定されて重量が重くなっている。   Further, one of the vanes is provided with a lock mechanism for restraining the vane rotor at a predetermined relative rotational position suitable for starting the engine with respect to the housing body. Therefore, the one vane is set to have a larger circumferential width than the other three vanes and is heavier.

したがって、前記最大の１つのベーンと径方向から対向する他のベーンにバランスウェイトを設けて、バルブタイミング制御装置全体の重量バランスを保つようになっている。   Therefore, a balance weight is provided on the other vane opposed to the largest vane in the radial direction so as to maintain the weight balance of the entire valve timing control device.

特開２０１２−１３２４０４号公報JP 2012-132404 A

しかしながら、前記従来のバルブタイミング制御装置にあっては、前述のように、装置全体の重量バランスを取るために、他のベーン及びスプロケットにバランスウエイトを設けていることから、装置全体の重量が大きくなってしまう。   However, in the conventional valve timing control device, as described above, the balance weight is provided to the other vanes and sprockets in order to balance the weight of the entire device. turn into.

本発明は、前記従来のバルブタイミング制御装置の技術的課題に鑑みて案出されたもので、前記カバープレート側の重量の大きなベーンに対応した位置に、係止溝や凹状溝部を形成することによって、装置全体の重量バランスを保ちつつ軽量化を図り得る内燃機関のバルブタイミング制御装置を提供するものである。   The present invention was devised in view of the technical problem of the conventional valve timing control device, and is formed with a locking groove or a concave groove at a position corresponding to a heavy vane on the cover plate side. Thus, a valve timing control device for an internal combustion engine capable of reducing the weight while maintaining the weight balance of the entire device is provided.

請求項１に記載の発明は、クランクシャフトから回転力が伝達され、軸方向の少なくとも一端が開口形成されたハウジング本体と、該ハウジング本体の前記一端開口を封止するプレート部及び該プレート部の前端面から外方へ突出した円筒部を有するカバープレートと、カムシャフトに固定されたロータ及び前記ハウジング本体の内周に突設された複数のシューの間に遅角作動室と進角作動室とを隔成する複数のベーンを有し、前記遅角作動室と進角作動室内の作動油を選択的に給排することによって前記ハウジング本体に対して遅角側あるいは進角側に相対回転するように構成されたベーンロータと、一端部が前記ロータに係止され、他端部が前記円筒部に切り欠き形成された係止溝に係止されることにより、前記ハウジング本体に対して前記ベーンロータを常時、回転方向の一方向側に付勢するトーションスプリングと、を備え、
前記プレート部の前記前端面に、前記円筒部側の内周から外周に延びた凹状の溝部を形成し、
該凹状溝部を、前記係止溝の形成箇所と同じ位置に形成すると共に、前記複数のベーンのうち最も重量の大きな一つのベーンの相対回転範囲に対応した位置に配置したことを特徴としている。 According to the first aspect of the present invention, there is provided a housing body in which a rotational force is transmitted from the crankshaft and at least one end in the axial direction is formed, a plate portion for sealing the one end opening of the housing body, and the plate portion. A retard working chamber and an advanced working chamber between a cover plate having a cylindrical portion projecting outward from the front end surface, a rotor fixed to the camshaft, and a plurality of shoes projecting from the inner periphery of the housing body And the relative rotation to the retard side or the advance side relative to the housing body by selectively supplying and discharging the hydraulic oil in the retard angle working chamber and the advance angle working chamber. The vane rotor is configured to be engaged with the housing body by engaging one end portion with the rotor and the other end portion with an engaging groove formed by cutting out the cylindrical portion. Constantly serial vane rotor, and a torsion spring for urging in one direction side of the rotational direction,
On the front end surface of the plate portion, a concave groove portion extending from the inner periphery to the outer periphery on the cylindrical portion side is formed,
The concave groove is formed at the same position as the position where the locking groove is formed, and is arranged at a position corresponding to the relative rotation range of one vane having the largest weight among the plurality of vanes.

本発明によれば、前記バルブタイミング制御装置の全体の重量バランスを保ちつつ軽量化を図ることができる。   According to the present invention, it is possible to reduce the weight while maintaining the overall weight balance of the valve timing control device.

本発明に係るバルブタイミング制御装置の第１実施形態を断面して示す全体構成図である。1 is an overall configuration diagram showing a first embodiment of a valve timing control device according to the present invention in cross section. 本実施形態に係るバルブタイミング制御装置の分解斜視図である。It is a disassembled perspective view of the valve timing control device concerning this embodiment. フロントプレートを外してベーンロータなどを示した正面図である。It is the front view which removed the front plate and showed the vane rotor etc. 本実施形態に供されるフロントプレートの正面図である。It is a front view of the front plate provided for this embodiment. Ａは図４のＢ−Ｂ線断面図、Ｂは図４のＣ矢視図である。A is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG. 4, and B is a view taken in the direction of arrow C in FIG. 図１のＡ矢視図である。It is A arrow directional view of FIG. 第２実施形態を示すフロントプレートの正面図である。It is a front view of the front plate which shows 2nd Embodiment. 第３実施形態を示すフロントプレートの正面図である。It is a front view of the front plate which shows 3rd Embodiment.

以下、本発明に係る内燃機関のバルブタイミング制御装置の実施形態を図面に基づいて詳述する。本実施形態では、バルブタイミング制御装置（ＶＴＣ）を排気弁側の動弁装置に適用したものを示している。
〔第１実施形態〕
排気側のバルブタイミング制御装置は、図１〜図３に示すように、図外のクランクシャフトによりタイミングチェーンを介して回転駆動される駆動回転体であるスプロケット１と、該スプロケット１に対して相対回転可能に設けられたカムシャフト２と、前記スプロケット１とカムシャフト２との間に配置されて、該両者１、２の相対回転位相を変換する位相変更機構３と、該位相変更機構３を作動させる油圧回路４と、を備えている。 Embodiments of an internal combustion engine valve timing control apparatus according to the present invention will be described below in detail with reference to the drawings. In the present embodiment, a valve timing control device (VTC) is applied to a valve operating device on the exhaust valve side.
[First Embodiment]
As shown in FIGS. 1 to 3, the exhaust-side valve timing control device includes a sprocket 1 that is a driving rotating body that is rotationally driven via a timing chain by a crankshaft (not shown), and is relative to the sprocket 1. A camshaft 2 that is rotatably provided, a phase change mechanism 3 that is disposed between the sprocket 1 and the camshaft 2 to convert the relative rotational phases of the two and 1, and the phase change mechanism 3. And a hydraulic circuit 4 to be operated.

前記スプロケット１は、肉厚円板状に形成されて、外周に前記タイミングチェーンが巻回される歯車部１ａを有していると共に、後述するハウジング５の後端開口を閉鎖するリアカバー１ｂとして構成され、中央には前記カムシャフト２の外周に回転自在に支持される支持孔１ｃが貫通形成されている。また、スプロケット１の外周部の周方向のほぼ等間隔位置には、後述する４本のボルト９が螺着される雌ねじ孔１ｄが形成されている。   The sprocket 1 is formed as a thick disk and has a gear portion 1a around which the timing chain is wound, and is configured as a rear cover 1b that closes a rear end opening of a housing 5 described later. A support hole 1c that is rotatably supported on the outer periphery of the camshaft 2 is formed through the center. In addition, female screw holes 1d into which four bolts 9 to be described later are screwed are formed at substantially equal intervals in the circumferential direction of the outer peripheral portion of the sprocket 1.

前記カムシャフト２は、図外のシリンダヘッドにカム軸受を介して回転自在に支持され、外周面には、排気弁を開閉作動させる複数の回転カムが軸方向の所定位置に一体に固定されていると共に、一端部２ａ側の内部軸心方向には、後述するベーンロータ７を軸方向から固定するカムボルト６の軸部６ａが挿通するボルト挿通孔２ｂが形成されている。なお、このボルト挿通孔２ｂの先端部には、カムボルト６の先端雄ねじが螺着する雌ねじが形成されている。   The camshaft 2 is rotatably supported by a cylinder head (not shown) via a cam bearing, and a plurality of rotating cams for opening and closing the exhaust valve are integrally fixed at predetermined positions in the axial direction on the outer peripheral surface. In addition, a bolt insertion hole 2b through which a shaft portion 6a of a cam bolt 6 that fixes a vane rotor 7 described later from the axial direction is inserted is formed in the inner axial direction on the one end portion 2a side. A female screw to which a male screw at the tip of the cam bolt 6 is screwed is formed at the tip of the bolt insertion hole 2b.

前記位相変更機構３は、図１〜図３に示すように、前記スプロケット１に軸方向から結合されて、内部に作動室を有するハウジング５と、前記カムシャフト２の一端部にカムボルト６によって固定されて、前記ハウジング５内に相対回転自在に収容された従動回転体であるベーンロータ７と、前記ハウジング５の後述するハウジング本体５ａの内周面に一体に有する４つの第１〜第４シュー８ａ〜８ｄと前記ベーンロータ７によって前記作動室が隔成されたそれぞれ４つの遅角作動室である遅角油圧室１０及び進角作動室である進角油圧室１１と、を備えている。   As shown in FIGS. 1 to 3, the phase change mechanism 3 is coupled to the sprocket 1 in the axial direction, and is fixed to the one end of the camshaft 2 by a cam bolt 6 and a housing 5 having a working chamber inside. Then, the vane rotor 7 which is a driven rotating body housed in the housing 5 so as to be relatively rotatable, and four first to fourth shoes 8a integrally provided on an inner peripheral surface of a housing body 5a described later of the housing 5. ˜8d and the vane rotor 7, the retarding hydraulic chamber 10 which is four retarding working chambers and the advanced hydraulic chamber 11 which is an advance working chamber, each of which is separated from the working chamber by the vane rotor 7.

前記ハウジング５は、焼結金属によって円筒状に形成された前記ハウジング本体５ａと、前記ハウジング本体５ａの前端開口を閉塞するアルミニウム合金材のカバープレートであるフロントプレート１２と、後端開口を閉塞するリアカバー１ｂとしての前記スプロケット１とからなり、ハウジング本体５ａとフロントプレート１２及びスプロケット１とは、前記各シュー８ａ〜８ｄの各ボルト挿通孔８ｅなどを貫通する４本の前記ボルト９によって共締め固定されている。   The housing 5 closes the rear end opening, the housing main body 5a formed of a sintered metal in a cylindrical shape, the front plate 12 which is a cover plate of an aluminum alloy material closing the front end opening of the housing main body 5a. It consists of the sprocket 1 as the rear cover 1b, and the housing body 5a, the front plate 12, and the sprocket 1 are fixed together by the four bolts 9 that pass through the bolt insertion holes 8e of the shoes 8a to 8d. Has been.

前記フロントプレート１２は、アルミダイキャストによって成形され、図１、図２、図４、図５Ｂに示すように、円盤状に形成されたプレート部１３と、該プレート部１３の中央に一体形成された有底円筒状の円筒部１４と、から構成されている。   The front plate 12 is formed by aluminum die casting, and is formed integrally with a plate portion 13 formed in a disc shape and the center of the plate portion 13 as shown in FIGS. 1, 2, 4, and 5B. And a cylindrical portion 14 having a bottomed cylindrical shape.

前記プレート部１３は、中央位置に後述するトーションスプリング３２が内部に保持される比較大径な保持孔１３ａが貫通形成されていると共に、この保持孔１３ａの前端孔縁に前記円筒部１４が一体に突設されている。前記保持孔１３ａの内面と円筒部１４の内面１４ａは同一径に設定されて軸方向に連続形成されている。   The plate portion 13 has a comparatively large-diameter holding hole 13a through which a torsion spring 32, which will be described later, is held in a central position, and the cylindrical portion 14 is integrated with a front end hole edge of the holding hole 13a. Projected to The inner surface of the holding hole 13a and the inner surface 14a of the cylindrical portion 14 are set to have the same diameter and are continuously formed in the axial direction.

また、プレート部１３は、外周部の円周方向等間隔位置にボルト９が挿通する４つのボルト挿通孔１３ｂが貫通形成されていると共に、該各ボルト挿通孔１３ｂの孔縁からプレート部１３の外周にかけて前記ボルト９の頭部９ａよりも大きな内径をもつ円弧溝１３ｃ（ザグリ）が形成されている。前記プレート部１３の前記各ボルト挿通孔１３ｂの円周方向の間には、ほぼ台形状の２つの肉抜き溝１３ｄ、１３ｅがそれぞれ形成されている。   The plate portion 13 is formed with four bolt insertion holes 13b through which the bolts 9 are inserted at circumferentially equidistant positions on the outer peripheral portion, and from the hole edge of each bolt insertion hole 13b. An arc groove 13c (counterbore) having an inner diameter larger than the head 9a of the bolt 9 is formed on the outer periphery. Between the circumferential directions of the respective bolt insertion holes 13b of the plate portion 13, two substantially trapezoidal lightening grooves 13d and 13e are respectively formed.

前記円筒部１４は、プレート部１３の前端面１３ｆから所定長さをもって前方へ突設され、後述する最大幅の第１ベーン１８ａの相対回転領域内の周方向の所定位置に円弧状の切欠部１４ｂが形成されていると共に、該切欠部１４ｂの円周方向で対向する一方の端縁１４ｃに第２係止溝１４ｄが形成されている。この第２係止溝１４ｄは、図５Ｂにも示すように、前記円筒部１４の先端側に設けられた突起１４ｅから内側に掛けて円弧状に形成されていると共に、該円弧部１４ｆから下端縁までほぼ直線状に形成されている。この第２係止溝１４ｄに、後述するトーションスプリング３２の第２係止端部３２ｂが周方向から嵌合状態に係止するようになっており、前記突起１４ｅが、前記トーションスプリング３２の第２係止端部３２ｂが先端側から脱落するのを抑制している。   The cylindrical portion 14 protrudes forward from the front end surface 13f of the plate portion 13 with a predetermined length, and has an arcuate cutout portion at a predetermined position in the circumferential direction within the relative rotation region of the first vane 18a having the maximum width described later. 14b is formed, and a second locking groove 14d is formed at one end edge 14c of the notch portion 14b facing each other in the circumferential direction. As shown in FIG. 5B, the second locking groove 14d is formed in a circular arc shape so as to hang inward from a protrusion 14e provided on the tip side of the cylindrical portion 14, and the lower end from the circular arc portion 14f. It is formed almost linearly up to the edge. A second locking end portion 32b of a torsion spring 32, which will be described later, is locked in this second locking groove 14d in a fitted state from the circumferential direction, and the protrusion 14e is connected to the second locking groove 14d. 2 The locking end 32b is prevented from falling off from the tip side.

また、円筒部１４は、外周面の周方向約９０°位置に４つの補強リブ１６ａ〜１６ｄが一体に突設されている。この各補強リブ１６ａ〜１６ｄは、半円形状に形成されて、フロントプレート１２のダイキャスト成形時において湯回りを良好にするようになっている。   Further, the cylindrical portion 14 is integrally provided with four reinforcing ribs 16a to 16d at a position of about 90 ° in the circumferential direction of the outer peripheral surface. Each of the reinforcing ribs 16a to 16d is formed in a semicircular shape so that the hot water is good when the front plate 12 is die-cast.

また、前記プレート部１３は、前端面１３ｆの円周方向で隣接する前記２つのボルト挿通孔１３ｂ、１３ｂ（円弧溝１３ｃ、１３ｃ）の間のほぼ中間位置に凹状の溝部１５が形成されている。   Further, the plate portion 13 is formed with a concave groove portion 15 at a substantially intermediate position between the two bolt insertion holes 13b and 13b (arc grooves 13c and 13c) adjacent to each other in the circumferential direction of the front end surface 13f. .

前記凹状溝部１５は、前記円筒部１４の切欠部１４ｂから径方向に沿ってほぼ長溝状に形成されている。すなわち、前記凹状溝部１５は、前記保持孔１３ａの内周縁から切欠部１４ｂを介して径方向に沿って前記プレート部１３の外周縁まで形成されていると共に、その幅Ｗが径方向に沿って均一幅、または径方向外側に向かって若干拡幅するように形成されている。また、この凹状溝部１５は、図５Ａに示すように、その深さｄが前記保持孔１３ａ側の一端部１５ａからプレート部１３の外周縁側の他端部１５ｂに渡って漸次深くなるように形成されている。   The concave groove portion 15 is formed in a substantially long groove shape along the radial direction from the cutout portion 14 b of the cylindrical portion 14. That is, the concave groove portion 15 is formed from the inner peripheral edge of the holding hole 13a to the outer peripheral edge of the plate portion 13 along the radial direction via the notch 14b, and the width W thereof is along the radial direction. It is formed to have a uniform width or slightly widen radially outward. Further, as shown in FIG. 5A, the concave groove portion 15 is formed so that the depth d gradually becomes deeper from the one end portion 15a on the holding hole 13a side to the other end portion 15b on the outer peripheral edge side of the plate portion 13. Has been.

そして、この凹状溝部１５の形成位置は、前記円筒部１４の切欠部１４ｂと同じくベーンロータ７の最大幅の第１ベーン１８ａの相対回転領域の範囲に形成されている。したがって、前記凹状溝部１５と切欠部１４ｂとの存在によって、図４に示すように、フロントプレート１２の全体の重心Ｘ（図中楕円斜線部）が、中心点Ｐを挟んで前記凹状溝部１５と反対側の位置になっている。   And the formation position of this concave-shaped groove part 15 is formed in the range of the relative rotation area | region of the 1st vane 18a of the maximum width of the vane rotor 7 similarly to the notch part 14b of the said cylindrical part 14. As shown in FIG. Therefore, due to the presence of the concave groove portion 15 and the notch portion 14b, the entire center of gravity X (elliptical shaded portion in the figure) of the front plate 12 is located between the concave groove portion 15 and the center point P as shown in FIG. It is in the opposite position.

前記ベーンロータ７は、例えば焼結金属材によって一体に形成され、図１〜図３に示すように、軸方向中央に形成されたボルト挿通孔７ａに挿通される前記カムボルト６によってカムシャフト２に固定されたロータ１７と、該ロータ１７の外周面に円周方向のほぼ９０°等間隔位置に放射状に突設された４枚の第１〜第４ベーン１８ａ〜１８ｄとから構成されている。   The vane rotor 7 is integrally formed of, for example, a sintered metal material, and is fixed to the camshaft 2 by the cam bolt 6 inserted through a bolt insertion hole 7a formed at the center in the axial direction as shown in FIGS. The rotor 17 and four first to fourth vanes 18a to 18d that project radially from the outer circumferential surface of the rotor 17 at substantially equal intervals of 90 ° in the circumferential direction.

前記ロータ１７は、ほぼ円筒状に形成され、前端面の外周に円形状の環状溝１７ａが形成されている一方、後端側に前記カムシャフト２の先端部２ｂが嵌合する円形状の嵌合溝１７ｂが形成されている。前記環状溝１７ａの内周面には、前記挿通孔７ａの軸心方向（径方向）に向かって切欠された第１係止溝１７ｃが形成されている。   The rotor 17 is formed in a substantially cylindrical shape, and a circular annular groove 17a is formed on the outer periphery of the front end surface. On the other hand, the rotor 17 is fitted in a circular shape in which the front end 2b of the camshaft 2 is fitted. A joint groove 17b is formed. A first locking groove 17c is formed in the inner peripheral surface of the annular groove 17a. The first locking groove 17c is cut out in the axial direction (radial direction) of the insertion hole 7a.

一方、前記第１〜第４ベーン１８ａ〜１８ｄは、図２、図３に示すように、それぞれが各シュー８ａ〜８ｄの間に配置されていると共に、それぞれの円弧状外周面に形成されたシール溝内に、ハウジング本体５ａの内周面に摺動しつつシールするシール部材１５ａがそれぞれ嵌着されている。一方、前記各シュー８ａ〜８ｄの先端内周面に形成されたシール溝には、ロータ１７の外周面に摺動しつつシールするシール部材１５ｂがそれぞれ嵌着されている。   On the other hand, as shown in FIGS. 2 and 3, the first to fourth vanes 18a to 18d are arranged between the shoes 8a to 8d and formed on the respective arc-shaped outer peripheral surfaces. A seal member 15a that seals while sliding on the inner peripheral surface of the housing body 5a is fitted in the seal groove. On the other hand, seal members 15b that slide while sliding on the outer peripheral surface of the rotor 17 are fitted into the seal grooves formed on the inner peripheral surfaces of the tips of the shoes 8a to 8d.

また、前記各ベーン１８ａ〜１８ｄは、第１ベーン１８ａが側面からみて扇状の最大巾に設定されて、最も重量が重く形成され、該第１ベーン１８ａ以外の３枚の第２〜第４ベーン１８ｂ〜１８ｄの巾が第１ベーン１８ａよりも小さいほぼ同一の巾に設定されている。このように、前記第１ベーン１８ａの重量が最も重くなっていることから、ベーンロータ７は、図３に示すように、その重心Ｙ（図中楕円斜線部）が中心点Ｐ１から第１ベーン１８ａ寄りになっている。   Further, each of the vanes 18a to 18d is formed such that the first vane 18a has a fan-shaped maximum width when viewed from the side and is heaviest, and the three second to fourth vanes other than the first vane 18a are formed. The widths 18b to 18d are set to substantially the same width smaller than the first vane 18a. Thus, since the weight of the first vane 18a is the heaviest, the vane rotor 7 has its center of gravity Y (elliptical shaded portion in the figure) from the center point P1 to the first vane 18a as shown in FIG. It is close.

また、前記ベーンロータ７は、最遅角側へ相対回転すると、図３の一点鎖線で示すように、第１ベーン１８ａの一側面が周方向から対向する前記第１シュー８ａの対向一側面に当接して最大遅角側の回転位置が規制され、また、実線で示すように、最進角側へ相対回転すると、第１ベーン１８ａの他側面が周方向から対向する第２シュー８ｂの対向一側面に当接して最大進角側の回転位置が規制されるようになっている。これら第１ベーン１８ａと第１、第２シュー８ａ、８ｂがベーンロータ７の最遅角位置と最進角位置を規制するストッパとして機能するようになっている。   When the vane rotor 7 rotates relative to the most retarded angle side, one side surface of the first vane 18a abuts against the opposite one side surface of the first shoe 8a facing from the circumferential direction, as shown by a one-dot chain line in FIG. The rotational position on the maximum retarding angle side is regulated in contact with each other, and as shown by the solid line, when the relative rotation is made to the most advanced angle side, the other side of the second shoe 8b is opposed to the other side of the first vane 18a from the circumferential direction. The rotational position on the maximum advance side is regulated by contacting the side surface. The first vane 18a and the first and second shoes 8a and 8b function as a stopper for regulating the most retarded angle position and the most advanced angle position of the vane rotor 7.

このとき、他の第２〜第４ベーン１８ｂ〜１８ｄは、両側面が円周方向から対向する各シュー８ｃ、８ｄの対向側面に当接せずに離間状態にある。したがって、第１ベーン１８ａと第１、第２シュー８ａ、８ｂとの当接精度が向上すると共に、前記各遅角、進角油圧室１０、１１への油圧の供給速度が速くなってベーンロータ７の正逆回転応答性が高くなる。   At this time, the other second to fourth vanes 18b to 18d are in a separated state without coming into contact with the opposing side surfaces of the shoes 8c and 8d whose both side surfaces oppose each other in the circumferential direction. Accordingly, the contact accuracy between the first vane 18a and the first and second shoes 8a, 8b is improved, and the supply speed of the hydraulic pressure to each of the retard and advance hydraulic chambers 10, 11 is increased, and the vane rotor 7 is increased. The forward / reverse rotation responsiveness of is increased.

前記各遅角油圧室１０と各進角油圧室１１は、前記ロータ１７の内部に径方向に沿って形成された第１連通孔１０ａと第２連通孔１１ａを介して前記油圧回路４にそれぞれ連通している。   The retard hydraulic chambers 10 and the advance hydraulic chambers 11 are respectively connected to the hydraulic circuit 4 via first communication holes 10a and second communication holes 11a formed in the rotor 17 along the radial direction. Communicate.

前記油圧回路４は、前記各遅角、進角油圧室１０、１１に対して作動油（油圧）を選択的に供給あるいは排出するもので、図１に示すように、各遅角油圧室１０に対して前記第１連通孔１０ａを介して油圧を給排する遅角油通路１９と、各進角油圧室１１に対して前記第２連通孔１１ａを介して油圧を給排する進角油通路２０と、該各通路１９、２０に作動油を供給するオイルポンプ２１と、機関の作動状態に応じて前記遅角油通路１９と進角油通路２０の流路を切り換える電磁切換弁２２と、を備えている。前記オイルポンプ２１は、機関のクランクシャフトによって回転駆動するトロコイドポンプなどの一般的なものである。   The hydraulic circuit 4 selectively supplies or discharges hydraulic oil (hydraulic pressure) to each of the retard and advance hydraulic chambers 10 and 11, and as shown in FIG. A retard oil passage 19 that supplies and discharges hydraulic pressure through the first communication hole 10a, and an advance oil that supplies and discharges hydraulic pressure to and from each advance hydraulic chamber 11 through the second communication hole 11a. A passage 20; an oil pump 21 for supplying hydraulic oil to the passages 19 and 20; an electromagnetic switching valve 22 for switching between the retard oil passage 19 and the advance oil passage 20 according to the operating state of the engine; It is equipped with. The oil pump 21 is a general one such as a trochoid pump that is rotationally driven by an engine crankshaft.

前記遅角油通路１９と進角油通路２０とは、それぞれの一端部が前記電磁切換弁２２の通路ポートに接続されている一方、各他端部側が図外のシリンダヘッドやシリンダブロックを介して前記カムシャフト２の内部に、軸方向に沿って平行な遅角通路部１９ａと進角通路部２０ａが形成されている。該遅角通路部１９ａは、前記第１連通孔１０ａを介して前記各遅角油圧室１０に連通している。一方、進角通路部２０ａは、前記第２連通孔１１ａを介して前記各進角油圧室１１に連通している。   Each of the retard oil passage 19 and the advance oil passage 20 is connected at one end to the passage port of the electromagnetic switching valve 22, and the other end via an unillustrated cylinder head or cylinder block. The camshaft 2 is formed with a retard passage portion 19a and an advance passage portion 20a that are parallel along the axial direction. The retard passage portion 19a communicates with each retard hydraulic chamber 10 through the first communication hole 10a. On the other hand, the advance passage portion 20a communicates with each advance hydraulic chamber 11 through the second communication hole 11a.

前記電磁切換弁２２は、図１に示すように、２位置３ポート弁であって、図外の電子コントローラによって、バルブボディ内に軸方向へ摺動自在に設けられた図外のスプール弁体を前後方向に移動させて、オイルポンプ２１の吐出通路２１ａと前記いずれかの油通路１９、２０と連通させると同時に、該他方の油通路１９、２０とドレン通路２３とを連通させるようになっている。   As shown in FIG. 1, the electromagnetic switching valve 22 is a two-position three-port valve, and is provided with an unillustrated spool valve body that is slidable in the axial direction in the valve body by an unillustrated electronic controller. Is moved in the front-rear direction so that the discharge passage 21a of the oil pump 21 communicates with one of the oil passages 19 and 20, and at the same time, the other oil passage 19 and 20 and the drain passage 23 communicate with each other. ing.

前記オイルポンプ２１の吸入通路２１ｂと前記ドレン通路２３とは、オイルパン２４内に連通している。また、オイルポンプ２１の前記吐出通路２１ａの下流側には、濾過フィルタ２５が設けられていると共に、この下流側で内燃機関の摺動部などに潤滑油を供給するメインオイルギャラリーＭ／Ｇに連通している。さらに、オイルポンプ２１は、吐出通路２１ａから吐出された過剰な作動油をオイルパン２４に排出して適正な流量に制御する流量制御弁２６が設けられている。   The suction passage 21 b of the oil pump 21 and the drain passage 23 communicate with the oil pan 24. A filtration filter 25 is provided downstream of the discharge passage 21a of the oil pump 21, and a main oil gallery M / G that supplies lubricating oil to a sliding portion of the internal combustion engine or the like on the downstream side. Communicate. Furthermore, the oil pump 21 is provided with a flow rate control valve 26 that discharges excess hydraulic oil discharged from the discharge passage 21a to the oil pan 24 and controls it to an appropriate flow rate.

前記電子コントローラは、内部のコンピュータが図外のクランク角センサやエアフローメータ、機関水温センサ、スロットルバルブ開度センサ及びカムシャフト２の現在の回転位相を検出するカム角センサなどの各種センサ類からの情報信号を入力して現在の機関運転状態を検出すると共に、電磁切換弁２２の電磁コイルに制御パルス電流を出力してそれぞれのスプール弁体の移動位置を制御し、これによって、前記各通路を切り換え制御するようになっている。   The electronic controller is supplied from various sensors such as a crank angle sensor, an air flow meter, an engine water temperature sensor, a throttle valve opening sensor, and a cam angle sensor that detects the current rotational phase of the camshaft 2 by an internal computer. An information signal is input to detect the current engine operating state, and a control pulse current is output to the electromagnetic coil of the electromagnetic switching valve 22 to control the movement position of each spool valve body, thereby Switching control is performed.

また、前記第１ベーン１８ａと前記スプロケット１のリアカバー１ｂとの間には、前記ハウジング５に対してベーンロータ７を最進角位置に拘束するロック機構が設けられている。   A lock mechanism is provided between the first vane 18 a and the rear cover 1 b of the sprocket 1 to restrain the vane rotor 7 at the most advanced angle position with respect to the housing 5.

このロック機構は、図２，図３に示すように、前記第１ベーン１８ａの内部軸方向に貫通形成された摺動用孔２７に摺動自在に収容されて、リアカバー１ｂ側に対して進退自在に設けられたロックピン２８と、前記リアカバー１ｂの径方向のほぼ中央所定位置に形成され、前記ロックピン２８の先端部２８ａが係合して前記ベーンロータ７をロックするロック穴２９と、機関の始動状態に応じて前記ロックピン２８の先端部２８ａをロック穴２９に係合あるいは係合を解除する係脱機構と、から構成されている。   As shown in FIGS. 2 and 3, the lock mechanism is slidably accommodated in a sliding hole 27 that is formed through the first vane 18a in the direction of the internal axis, and is movable forward and backward with respect to the rear cover 1b. A lock pin 28 provided at the center, a lock hole 29 that is formed at a predetermined position in the center of the rear cover 1b in the radial direction, and engages with a tip 28a of the lock pin 28 to lock the vane rotor 7. The engagement / disengagement mechanism engages / disengages the distal end portion 28a of the lock pin 28 with the lock hole 29 in accordance with the starting state.

前記ロックピン２８は、先端部２８ａを含めた全体がほぼ円柱状に形成されて、前記ロック穴２９内に軸方向から係合し易い形状になっていると共に、後端側から内部軸方向に形成された凹溝底面とフロントプレート１２の内面との間に弾装されて、ロックピン２８を進出方向（係合する方向）へ付勢するコイルスプリング３０が設けられている。   The lock pin 28 as a whole including the front end 28a is formed in a substantially cylindrical shape, and is shaped to be easily engaged in the lock hole 29 from the axial direction, and from the rear end side to the internal axial direction. A coil spring 30 is provided that is elastically mounted between the bottom surface of the formed groove and the inner surface of the front plate 12 and biases the lock pin 28 in the advance direction (the direction in which it is engaged).

前記ロック穴２９は、前記ロックピン２８の先端部外径よりも大きく形成され、円周方向の前記進角油圧室１１側に偏倚した位置に形成されていると共に、前記ロックピン２８が係合した場合には、前記ハウジング５とベーンロータ７の相対変換角度が最進角側の位置となるように設定されている。また、前記ロック穴２９の側部には、前記ロックピン２８の外径よりも小径で前記ロック穴２９よりも一段下がった位置に半円弧状の受圧室３１が形成されている。   The lock hole 29 is formed larger than the outer diameter of the tip end portion of the lock pin 28, is formed at a position biased toward the advance hydraulic chamber 11 in the circumferential direction, and the lock pin 28 is engaged with the lock hole 29. In this case, the relative conversion angle between the housing 5 and the vane rotor 7 is set to be the most advanced position. A semi-arc-shaped pressure receiving chamber 31 is formed in a side portion of the lock hole 29 at a position smaller than the outer diameter of the lock pin 28 and one step lower than the lock hole 29.

前記係脱機構は、前記ロックピン２８を進出方向へ付勢する前記コイルスプリング３０と、前記ロック穴２９内の受圧室３１に油圧を供給してロックピン２８を後退させる図外の解除用油圧回路とから構成されており、この解除用油圧回路は、前記遅角油圧室１０と進角油圧室１１にそれぞれ選択的に供給された油圧が所定の油孔を介して受圧室３１に供給されて前記ロックピン２８に後退方向へ作用するようになっている。   The engagement / disengagement mechanism supplies a hydraulic pressure to the coil spring 30 that urges the lock pin 28 in the advancing direction and a pressure receiving chamber 31 in the lock hole 29 to retreat the lock pin 28, and a release hydraulic pressure that is not shown. In this release hydraulic circuit, the hydraulic pressure selectively supplied to the retard hydraulic chamber 10 and the advanced hydraulic chamber 11 is supplied to the pressure receiving chamber 31 through a predetermined oil hole. Thus, the lock pin 28 acts in the backward direction.

また、前記プレート部１３の保持孔１３ａと円筒部１４及び前記ロータ１７の環状溝１７ａの内部には、前記ベーンロータ７をハウジング５に対して進角方向へ付勢するトーションスプリング３２が装着されている。   In addition, a torsion spring 32 for urging the vane rotor 7 in the advance direction with respect to the housing 5 is mounted inside the holding hole 13a and the cylindrical portion 14 of the plate portion 13 and the annular groove 17a of the rotor 17. Yes.

前記トーションスプリング３２は、図１及び図２に示すように、コイル状に巻回されたスプリング本体と、該スプリング本体の一端から径方向内側へ折曲されて突出した一端部である第１係止端部３２ａと、前記スプリング本体の他端から径方向外側へ折曲されて突出した他端部である第２係止端部３２ｂと、から構成されている。   As shown in FIGS. 1 and 2, the torsion spring 32 includes a spring main body wound in a coil shape and a first engagement portion that is bent and protrudes radially inward from one end of the spring main body. It comprises a stop end 32a and a second locking end 32b that is the other end of the spring body that is bent and protrudes radially outward from the other end.

前記スプリング本体は、その大部分が前記保持孔１３ａや円筒部１４内に収容されていると共に、軸方向内側の一部が前記ロータ１７の環状溝１７ａ内に収容配置されている。   Most of the spring body is accommodated in the holding hole 13 a and the cylindrical portion 14, and a part on the inner side in the axial direction is accommodated in the annular groove 17 a of the rotor 17.

前記第１係止端部３２ａは、前記ロータ１７の第１係止溝１７ｃに軸方向から係止固定されている一方、前記第２係止端部３２ｂは、前記フロントプレート１２の前記第２係止溝１４ｄに周方向から係止固定されており、このトーションスプリング３２のばね力によって、前記ベーンロータ７を進角側の回転方向へ常時付勢するようになっている。また、トーションスプリング３２は、前記ベーンロータ７がハウジング５に対して遅角側へ相対回転した場合に縮径方向へ変形するようになっている。
〔第１実施形態の作用効果〕
以下、本実施形態の作用効果を説明する。 The first locking end portion 32 a is locked and fixed in the first locking groove 17 c of the rotor 17 from the axial direction, while the second locking end portion 32 b is the second locking end portion 32 b of the front plate 12. The vane rotor 7 is constantly urged in the rotation direction on the advance side by the spring force of the torsion spring 32. Further, the torsion spring 32 is deformed in the diameter reducing direction when the vane rotor 7 rotates relative to the housing 5 toward the retard side.
[Effects of First Embodiment]
Hereinafter, the effect of this embodiment is demonstrated.

まず、機関始動時は、図３に示すように、トーションスプリング３２のばね力によってベーンロータ７を最大進角位置に付勢していると共に、この位置で予めロックピン２８の先端部２８ａがロック穴２９内に係入して、ベーンロータ７を始動に最適な進角側の相対回転位置に拘束している。このため、排気弁のバルブタイミングが最進角側へ安定的に制御されている。このことから、イグニッションスイッチをオン操作して始動が開始されると、スムーズなクランキングによって良好な始動性が得られる。   First, when the engine is started, as shown in FIG. 3, the vane rotor 7 is urged to the maximum advance position by the spring force of the torsion spring 32, and the tip end portion 28a of the lock pin 28 is previously locked at the lock hole at this position. 29, the vane rotor 7 is constrained to the relative rotation position on the advance side that is optimal for starting. For this reason, the valve timing of the exhaust valve is stably controlled to the most advanced angle side. From this, when the ignition switch is turned on to start the engine, a good startability can be obtained by smooth cranking.

そして、機関始動後の例えば低回転負荷域では、電子コントローラが電磁切換弁２２の電磁コイルへの非通電状態が維持される。これによって、オイルポンプ２１の吐出通路１８ａと遅角油通路１９を連通させると同時に、進角油通路２０とドレン通路２３を連通させる。   For example, in the low rotation load region after the engine is started, the electronic controller maintains the non-energized state of the electromagnetic coil of the electromagnetic switching valve 22. As a result, the discharge passage 18a of the oil pump 21 and the retard oil passage 19 are made to communicate with each other, and at the same time, the advance oil passage 20 and the drain passage 23 are made to communicate with each other.

このため、前記オイルポンプ２１から吐出された作動油は、前記遅角油通路１９を介して各遅角油圧室１０内に流入して、該各遅角油圧室１０が高圧になる一方、各進角油圧室１１内の作動油が前記進角油通路２０を通って前記ドレン通路２３からオイルパン２２内に排出されて、各進角油圧室１１内が低圧になる。   For this reason, the hydraulic oil discharged from the oil pump 21 flows into each retarded hydraulic chamber 10 through the retarded oil passage 19, and each retarded hydraulic chamber 10 becomes high pressure, The hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 11 passes through the advance oil passage 20 and is discharged from the drain passage 23 into the oil pan 22 so that the pressure in each advance hydraulic chamber 11 becomes low.

このとき、前記各遅角油圧室１０内に流入した作動油が前記解除用油圧回路から受圧室２９内にも流入して高圧となり、これによりロックピン２８が後退動して先端部２８ａがロック穴２９から抜け出して、ベーンロータ７の自由な回転が確保される。   At this time, the hydraulic oil that has flowed into each of the retarded hydraulic chambers 10 also flows into the pressure receiving chamber 29 from the release hydraulic circuit and becomes high pressure. As a result, the lock pin 28 moves backward to lock the tip 28a. The free rotation of the vane rotor 7 is ensured out of the hole 29.

したがって、前記各遅角油圧室１０の容積の拡大に伴い、ベーンロータ７が図３の一点鎖線で示すように、図中左側（遅角側）へ回転して第１ベーン１８ａの一側面が周方向から対向する前記第１シュー８ａの対向一側面に当接して最大遅角側の回転位置が規制される。これにより、ベーンロータ７、つまりカムシャフト２は、ハウジング５に対して相対回転角度が最遅角側に変換される。   Accordingly, as the volume of each retarded hydraulic chamber 10 increases, the vane rotor 7 rotates to the left side (retarded side) in the drawing as shown by the one-dot chain line in FIG. 3, and one side surface of the first vane 18a rotates. The rotational position on the maximum retarding angle side is regulated by coming into contact with the opposite side surface of the first shoe 8a facing from the direction. Thereby, the relative rotation angle of the vane rotor 7, that is, the camshaft 2 is converted to the most retarded angle side with respect to the housing 5.

また、ベーンロータ７がハウジング５に対して遅角側へ相対回転することによって前記トーションスプリング３２が縮径方向へ変形する。   Further, the torsion spring 32 is deformed in the diameter reducing direction by the relative rotation of the vane rotor 7 toward the retard side with respect to the housing 5.

次に、機関が例えば高回転負荷域に移行した場合は、電子コントローラから電磁切換弁２２に制御電流が出力されて、吐出通路２１ａと進角油通路２０を連通させると同時に、遅角油通路１９とドレン通路２３を連通させる。これにより、遅角油圧室１０内の作動油が排出されて低圧になると共に、進角油圧室１１内に作動油が供給されて内部が高圧になる。このとき、進角油圧室１１から前記解除用油圧回路を介して前記ロック穴２９内に油圧が供給されることから、この油圧によってロックピン２８はロック穴２９から抜け出した状態が維持される。   Next, when the engine shifts to a high rotation load range, for example, a control current is output from the electronic controller to the electromagnetic switching valve 22 to connect the discharge passage 21a and the advance oil passage 20, and at the same time, the retard oil passage. 19 is connected to the drain passage 23. As a result, the hydraulic oil in the retard hydraulic chamber 10 is discharged and becomes low pressure, and the hydraulic oil is supplied into the advance hydraulic chamber 11 and the internal pressure becomes high. At this time, since the hydraulic pressure is supplied from the advance hydraulic chamber 11 to the lock hole 29 via the release hydraulic circuit, the lock pin 28 is kept out of the lock hole 29 by this hydraulic pressure.

このため、ベーンロータ７は、図３に示すように、ハウジング５に対して進角側へ回転して第１ベーン１８ａの他側面が周方向から対向する第２シュー８ｂの対向一側面に当接して最大進角側の回転位置が規制される。これによって、カムシャフト２のハウジング５に対する相対回動位相が最進角側に変換される。この結果、排気弁の開閉タイミングが最進角側に制御されて、かかる高回転高負荷域における機関の出力を向上させることができる。   For this reason, as shown in FIG. 3, the vane rotor 7 rotates toward the advance side with respect to the housing 5, and comes into contact with the opposite one side surface of the second shoe 8 b where the other side surface of the first vane 18 a faces from the circumferential direction. Therefore, the rotation position on the maximum advance side is restricted. Thereby, the relative rotation phase of the camshaft 2 with respect to the housing 5 is converted to the most advanced angle side. As a result, the opening / closing timing of the exhaust valve is controlled to the most advanced angle side, and the output of the engine in such a high rotation high load region can be improved.

また、機関停止直前には、ドレン通路２３を介して各油圧室１０、１１内の油圧がオイルパン２２へ排出されて、受圧室２９やロック穴２９内の油圧も低下する。このため、前記カムシャフト２に作用するトーションスプリング３２のばね力によってベーンロータ７が前記最進角側へ相対回転してこの位置、ロックピン２８がコイルスプリング３０のばね力によって進出し、先端部２８ａがロック穴２９内に係合する。   Further, immediately before the engine is stopped, the hydraulic pressure in each of the hydraulic chambers 10 and 11 is discharged to the oil pan 22 through the drain passage 23, and the hydraulic pressure in the pressure receiving chamber 29 and the lock hole 29 is also reduced. For this reason, the vane rotor 7 is relatively rotated to the most advanced angle side by the spring force of the torsion spring 32 acting on the camshaft 2, and the lock pin 28 is advanced by the spring force of the coil spring 30 at this position. Engages in the lock hole 29.

この場合、各構成部材の組み付け時に、前記ロックピン２８と前記ロック穴２９によってハウジング５の円周方向の正確な位置決めが行われているため、前記ロックピン２８のスムーズな係合作用が得られる。   In this case, since the positioning of the housing 5 in the circumferential direction is accurately performed by the lock pin 28 and the lock hole 29 at the time of assembling each component member, a smooth engagement action of the lock pin 28 is obtained. .

そして、本実施形態では、前記ベーンロータ７の最大幅の第１ベーン１８ａによってその重心Ｙが第１ベーン１８ａ側に偏っているが、前記プレート部１３の凹状溝部１５及び円筒部１４の切欠部１４ｂによって、フロントプレート１２の重心Ｘが前記凹状溝部１５と反対側に偏っていることから、第１ベーン１８ａの過重量分が相殺される。   In the present embodiment, the center of gravity Y is biased toward the first vane 18a by the first vane 18a having the maximum width of the vane rotor 7, but the concave groove portion 15 of the plate portion 13 and the cutout portion 14b of the cylindrical portion 14 are used. As a result, the center of gravity X of the front plate 12 is biased to the opposite side to the concave groove 15, so that the excessive weight of the first vane 18 a is offset.

このため、前記従来技術のように、第１ベーン１８ａと反対側に位置する第３ベーン１８ｃなどにバランスウエイトを設けなくともバルブタイミング制御装置全体の重量バランスが図れると共に、凹状溝部１５や切欠部１４ｂによって装置の軽量化が図れる。   Therefore, the weight balance of the entire valve timing control device can be achieved without providing a balance weight on the third vane 18c or the like located on the opposite side of the first vane 18a as in the prior art, and the concave groove 15 or notch The weight of the apparatus can be reduced by 14b.

また、前記各肉抜き溝１３ｄ、１３ｅによってもフロントプレート１２の軽量化が図れることから、装置全体の軽量化が促進される。   In addition, since the front plate 12 can be reduced in weight by the respective cutout grooves 13d and 13e, reduction in the weight of the entire apparatus is promoted.

また、本実施形態では、前記円筒部１４の外周面に４つの補強リブ１１６ａ〜１６ｄを一体に設けたことから、円筒部１４の剛性を高めることができ、特に９０°の角度位置に配置したことから円筒部１４全体の剛性を確保できる。
〔第２実施形態〕
図７は第２実施形態を示し、バルブタイミング制御装置の基本構成は第１実施形態と同じであるが、異なるところは凹状溝部１５の幅Ｗを、切欠部１４ｂ側の一端部１５ａ側から他端部１５ｂ側に沿って末広がり形状に形成したものである。また、凹状溝部１５の深さは、一端部１５ａから他端部１５ｂに渡って漸次深くなることは第１実施形態と同様である。 Further, in the present embodiment, since the four reinforcing ribs 116a to 16d are integrally provided on the outer peripheral surface of the cylindrical portion 14, the rigidity of the cylindrical portion 14 can be increased, and in particular, the cylindrical portion 14 is disposed at an angular position of 90 °. Therefore, the rigidity of the entire cylindrical portion 14 can be secured.
[Second Embodiment]
FIG. 7 shows the second embodiment, and the basic configuration of the valve timing control device is the same as that of the first embodiment, except that the width W of the concave groove 15 is different from the one end 15a side on the notch portion 14b side. It is formed in a divergent shape along the end 15b side. Further, the depth of the concave groove portion 15 is gradually increased from the one end portion 15a to the other end portion 15b as in the first embodiment.

したがって、この実施形態によれば、凹状溝部１５の幅方向の切欠量が多くなると共に、前記第１ベーン１８ａの側面形状と同じく外側に向かって広くなっていることから、全体の重量バランスをさらに向上させることができると共に、軽量化が促進される。
〔第３実施形態〕
図８は第３実施形態を示し、基本構成は第１実施形態と同様であり、凹状溝部１５も均一幅Ｗに形成されているが、異なるところは、切欠部１４ｂの一端部を第４補強リブ１６ｄの近傍に位置させて、第２係止溝１４ｄを第４補強リブ１６ｄの一側部に形成したものである。 Therefore, according to this embodiment, the notch amount in the width direction of the concave groove portion 15 is increased, and since the side shape of the first vane 18a is widened outward, the overall weight balance is further increased. While being able to improve, weight reduction is accelerated | stimulated.
[Third Embodiment]
FIG. 8 shows a third embodiment. The basic configuration is the same as that of the first embodiment, and the concave groove 15 is also formed with a uniform width W. However, the difference is that the one end of the notch 14b is a fourth reinforcement. The second locking groove 14d is formed on one side of the fourth reinforcing rib 16d so as to be positioned in the vicinity of the rib 16d.

したがって、前記第２係止溝１４ｄの周壁の剛性が高くなることから、トーションスプリング３２の第２係止端部３２ｂの支持剛性が高くなり、安定した支持を得ることができる。   Accordingly, since the rigidity of the peripheral wall of the second locking groove 14d is increased, the support rigidity of the second locking end portion 32b of the torsion spring 32 is increased, and stable support can be obtained.

本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲で構成を変更することも可能である。   The present invention is not limited to the configuration of each of the embodiments described above, and the configuration can be changed without departing from the spirit of the invention.

前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。   The technical ideas of the invention other than the claims ascertained from the embodiment will be described below.

〔請求項ａ〕請求項１に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記係止溝は、前記円筒部の周方向所定位置を前記凹状溝の幅とほぼ同じ幅に切り欠いて形成されていると共に、切り欠かれた端縁形状が前記トーションスプリングの他端部が嵌合状態に係止するように円弧状に形成されていることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 [Claim a] In the valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1,
The locking groove is formed by notching a predetermined position in the circumferential direction of the cylindrical portion to substantially the same width as the width of the concave groove, and the notched edge shape is the other end of the torsion spring. A valve timing control device for an internal combustion engine, wherein the valve timing control device is formed in an arc shape so as to be locked in a fitted state.

〔請求項ｂ〕請求項ａに記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記カバープレートは、アルミダイキャストによって一体に形成され、前記係止溝と前記凹状溝部は前記円筒部の内周側から径方向に移動する金型により一体成形されていることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 [B] A valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim a,
The internal combustion engine characterized in that the cover plate is integrally formed by aluminum die casting, and the locking groove and the concave groove portion are integrally formed by a mold that moves in a radial direction from the inner peripheral side of the cylindrical portion. Engine valve timing control device.

カバープレートをアルミダイキャストによって成形する際に、前記係止溝や凹状溝部も一体に形成できるので、この成形作業が容易である。   When the cover plate is formed by aluminum die casting, the locking groove and the concave groove can be formed integrally, so that this forming operation is easy.

〔請求項ｃ〕請求項ｂに記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記凹状溝部は、溝深さが径方向の内側から外側にかけて漸次深くなることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 [Claim c] In the valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim b,
The valve timing control device for an internal combustion engine, characterized in that the groove depth of the concave groove portion gradually increases from the inner side to the outer side in the radial direction.

前記最大重量のベーンは、径方向の内側よりも外側の方が大きくなっていることから、これに合わせて凹状溝部も外側の方の溝深さを深くして軽量化の度合いを大きくしたことから、全体の重量バランスを取ることが可能になる。   Since the maximum weight vane is larger on the outer side than on the inner side in the radial direction, the concave groove is also deepened on the outer side to increase the degree of weight reduction. Therefore, it becomes possible to balance the whole weight.

〔請求項ｄ〕請求項２に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記凹状溝部は、前記プレート部の内周側から外周側にかけて幅がほぼ一定となるように形成したことを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 [Claim d] In the valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 2,
The valve timing control device for an internal combustion engine, wherein the concave groove portion is formed to have a substantially constant width from an inner peripheral side to an outer peripheral side of the plate portion.

〔請求項ｅ〕請求項２に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記凹状溝部は、前記プレート部の内周側から外周側にかけて幅が漸次大きくなるように形成したことを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 [Claim e] In the valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 2,
The valve timing control device for an internal combustion engine, wherein the concave groove portion is formed so that a width gradually increases from an inner peripheral side to an outer peripheral side of the plate portion.

〔請求項ｆ〕請求項１〜ｅのいずれか一項に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記円筒部の外周面に、突起状の補強リブを一体に設けたことを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 [Claim f] In the valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to e,
A valve timing control device for an internal combustion engine, wherein a protruding reinforcing rib is integrally provided on an outer peripheral surface of the cylindrical portion.

１…スプロケット
２…カムシャフト
３…位相変更機構
４…油圧回路
５…ハウジング
５ａ…ハウジング本体
７…ベーンロータ
８ａ〜８ｄ…第１〜第４シュー
１０…遅角油圧室（遅角作動室）
１１…進角油圧室（進角作動室）
１２…フロントプレート（カバープレート）
１３…プレート部
１３ａ…保持孔
１３ｆ…前端面
１４…円筒部
１４ｂ…切欠部
１４ｄ…第２係止溝（係止部）
１５…凹状溝部
１５ａ…一端部
１５ｂ…他端部
１６ａ〜１６ｄ…補強リブ
１７…ロータ
１７ｃ…第１係止溝（係止部）
１８ａ〜１８ｄ…第１〜第４ベーン
１９…遅角油通路
２０…進角油通路
３２…トーションスプリング
３０ａ…第１係止端部
３０ｂ…第２係止端部 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Sprocket 2 ... Camshaft 3 ... Phase change mechanism 4 ... Hydraulic circuit 5 ... Housing 5a ... Housing main body 7 ... Vane rotor 8a-8d ... 1st-4th shoe 10 ... Retarded hydraulic chamber (retarded working chamber)
11 ... Advance hydraulic chamber (advance working chamber)
12 ... Front plate (cover plate)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 13 ... Plate part 13a ... Holding hole 13f ... Front end surface 14 ... Cylindrical part 14b ... Notch part 14d ... 2nd locking groove (locking part)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 15 ... Concave groove part 15a ... One end part 15b ... Other end part 16a-16d ... Reinforcement rib 17 ... Rotor 17c ... 1st locking groove (locking part)
18a-18d ... 1st-4th vane 19 ... retard oil passage 20 ... advance oil passage 32 ... torsion spring 30a ... 1st stop end 30b ... 2nd stop end

Claims (3)

クランクシャフトから回転力が伝達され、軸方向の少なくとも一端が開口形成されたハウジング本体と、
該ハウジング本体の前記一端開口を封止するプレート部及び該プレート部の前端面のほぼ中央位置から前方へ突出した円筒部を有するカバープレートと、
カムシャフトに固定されたロータ及び前記ハウジング本体の内周に突設された複数のシューの間に遅角作動室と進角作動室とを隔成する複数のベーンを有し、前記遅角作動室と進角作動室内の作動油を選択的に給排することによって前記ハウジング本体に対して遅角側あるいは進角側に相対回転するように構成されたベーンロータと、
一端部が前記ロータに係止され、他端部が前記円筒部に切り欠き形成された係止溝に係止されることにより、前記ハウジング本体に対して前記ベーンロータを常時、回転方向の一方向側に付勢するトーションスプリングと、
を備え、
前記プレート部の前端面に、前記円筒部側の内周から外周に向かって延びた凹状の溝部を形成し、
該凹状溝部を、前記係止溝の形成箇所と同じ位置に形成すると共に、前記複数のベーンのうち最も重量の大きな一つのベーンの相対回転範囲に対応した位置に配置したことを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 A housing body in which rotational force is transmitted from the crankshaft and at least one end in the axial direction is formed as an opening;
A cover plate having a plate portion for sealing the one end opening of the housing body and a cylindrical portion protruding forward from a substantially central position of the front end surface of the plate portion;
A plurality of vanes for separating a retard working chamber and an advance working chamber between a rotor fixed to a camshaft and a plurality of shoes projecting from an inner periphery of the housing body; A vane rotor configured to rotate relative to the retard side or the advance side with respect to the housing body by selectively supplying and discharging hydraulic oil in the chamber and the advance angle working chamber;
One end portion is locked to the rotor, and the other end portion is locked to a locking groove formed in the cylindrical portion, so that the vane rotor is always rotated in one direction with respect to the housing body. A torsion spring biased to the side,
With
On the front end surface of the plate portion, a concave groove portion extending from the inner periphery on the cylindrical portion side toward the outer periphery is formed,
The concave groove is formed at the same position as the position where the locking groove is formed, and is disposed at a position corresponding to the relative rotation range of one vane having the largest weight among the plurality of vanes. Engine valve timing control device. クランクシャフトから回転力が伝達され、軸方向の少なくとも一端が開口形成されたハウジング本体と、
該ハウジング本体の前記一端開口を封止するプレート部及び該プレート部の前端面から外方へ突出した円筒部を有するカバープレートと、
カムシャフトに固定されたロータ及び前記ハウジング本体の内周に突設された複数のシューの間に遅角作動室と進角作動室とを隔成する複数のベーンを有し、前記遅角作動室と進角作動室内の作動油を選択的に給排することによって前記ハウジング本体に対して遅角側あるいは進角側に相対回転するように構成されたベーンロータと、
一端部が前記ロータに係止され、他端部が前記円筒部に形成された係止部に係止されることにより、前記ハウジング本体に対して前記ベーンロータを常時、回転方向の一方向側に付勢するトーションスプリングと、
を備え、
前記係止部は、前記円筒部の周方向所定位置を切り欠かれて形成されていると共に、前記プレート部の前端面の内周側から外周側に向かって形成された凹状溝部と連続して形成され、
前記係止部と凹状溝部は、前記複数のベーンのうち表面積が最も大きな一つのベーンの相対回転する範囲内の位置に配置されていることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 A housing body in which rotational force is transmitted from the crankshaft and at least one end in the axial direction is formed as an opening;
A cover plate having a plate portion for sealing the one end opening of the housing body and a cylindrical portion protruding outward from a front end surface of the plate portion;
A plurality of vanes for separating a retard working chamber and an advance working chamber between a rotor fixed to a camshaft and a plurality of shoes projecting from an inner periphery of the housing body; A vane rotor configured to rotate relative to the retard side or the advance side with respect to the housing body by selectively supplying and discharging hydraulic oil in the chamber and the advance angle working chamber;
One end portion is locked to the rotor, and the other end portion is locked to a locking portion formed in the cylindrical portion, so that the vane rotor is always on one side of the rotation direction with respect to the housing body. An energizing torsion spring,
With
The locking portion is formed by cutting out a predetermined position in the circumferential direction of the cylindrical portion, and is continuous with a concave groove portion formed from the inner peripheral side to the outer peripheral side of the front end surface of the plate portion. Formed,
The valve timing control device for an internal combustion engine, wherein the locking portion and the concave groove portion are disposed at positions within a range in which one vane having the largest surface area among the plurality of vanes rotates relative to each other. 請求項１に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記係止溝は、前記円筒部の周方向所定位置を前記凹状溝の幅とほぼ同じ幅に切り欠き形成されていると共に、切り欠かれた端縁形状が前記トーションスプリングの他端部が嵌合状態に係止するように円弧状に形成されていることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。
The valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1 ,
The locking groove is cut out at a predetermined position in the circumferential direction of the cylindrical portion so as to be substantially the same as the width of the concave groove, and the notched edge shape is fitted to the other end of the torsion spring. A valve timing control device for an internal combustion engine, wherein the valve timing control device is formed in an arc shape so as to be locked in a combined state.

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