JPH07224616A - Valve timing control device - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To improve responsiveness of a ring gear by preventing air from entering an advancing side hydraulic chamber or a delaying side hydraulic chamber to which lubricating oil is not supplied. CONSTITUTION:Lubricating oil is supplied to an advancing side hydraulic chamber 26 or a delaying side hydraulic chamber 27 from an oil control valve (OCV) 44 by the control of an electronic control unit (ECU) 71 according to operation conditions of an engine GN. When a ring gear 25 is arranged on a terminal end of the advancing side hydraulic chamber 26 or the delaying side hydraulic chamber 27, lubricating oil is supplied to the chamber to which the lubricating oil is not supplied from the OCV 44 by the control of the ECU 71. Hydraulic pressure is supplied to one of the hydraulic chambers 26, 27 to the extent that the ring gear 25 is not moved by the supplied lubricating oil. Air is prevented from entering the hydraulic chambers 26, 27 to improve responsiveness of the ring gear 25.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】この発明はバルブタイミング制御
装置に係り、詳しくはエンジンの運転時にバルブの開閉
時期を可変するバルブタイミング制御装置に関するもで
ある。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a valve timing control device, and more particularly to a valve timing control device for varying the opening / closing timing of a valve when the engine is operating.

【０００２】[0002]

【従来の技術】従来、バルブタイミング制御装置を備え
たエンジンとして、特開昭５７−２１２３１０号公報に
示すものが提案されている。この技術では、制御装置が
エンジンの負荷に応答して動作すると、一対のソレノイ
ドのいずれか一方が付勢される。そして、一方のソレノ
イドが付勢されると、スプール弁はＡ方向に移動する。
そのため、油圧は遅角チャンバに供給される。一方、進
角チャンバの油圧はオイルタンクに回収される。このた
め、スライダーは右方向（Ａ方向）に摺動する。このス
ライダーの摺動によりバルブタイミングが遅角する。2. Description of the Related Art Conventionally, as an engine equipped with a valve timing control device, one disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 57-212310 has been proposed. In this technique, when the control device operates in response to the load of the engine, one of the pair of solenoids is energized. Then, when one of the solenoids is energized, the spool valve moves in the A direction.
Therefore, the hydraulic pressure is supplied to the retard chamber. On the other hand, the oil pressure in the advance chamber is collected in the oil tank. Therefore, the slider slides to the right (A direction). The sliding of this slider retards the valve timing.

【０００３】又、他方のソレノイドが付勢されると、ス
プール弁はＢ方向に移動する。そのため、油圧は進角チ
ャンバに供給される。一方、遅角チャンバの油圧はオイ
ルタンクに回収される。このため、スライダーは左方向
（Ｂ方向）に摺動する。こんスライダーの摺動によりバ
ルブタイミングが進角する。When the other solenoid is energized, the spool valve moves in the B direction. Therefore, the hydraulic pressure is supplied to the advance chamber. On the other hand, the oil pressure in the retard chamber is collected in the oil tank. Therefore, the slider slides to the left (direction B). The valve timing is advanced by sliding the slider.

【０００４】従って、エンジンの全負荷時には吸気両を
増大させ、部分負荷には吸気量を減少させるようにバル
ブタイミングを制御する。Therefore, the valve timing is controlled so that both the intake air amount is increased when the engine is fully loaded and the intake air amount is reduced when the engine is partially loaded.

【０００５】[0005]

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上述の
従来技術では、バルブタイミング制御中に、最遅角状態
又は最進角状態になったとき、一方のチャンバからは、
潤滑油が流失してしまい、次に進角又は遅角しようとし
ても、チャンバに潤滑油を充填するまでリングギアを移
動させることができず、バルブタイミング制御装置の応
答性が悪化するという問題があった。However, in the above-mentioned prior art, when one of the chambers is in the most retarded state or the most advanced state during the valve timing control,
Even if the lubricating oil is washed away and the next attempt is made to advance or retard, the ring gear cannot be moved until the chamber is filled with the lubricating oil, and the responsiveness of the valve timing control device deteriorates. there were.

【０００６】特に、リングギアが、リングギアのヘリカ
ルスプラインの回転により生じるスラスト力の方向の端
部に位置しておいり、その後、スラスト力に抗して移動
を始めるような時には、潤滑油がチャンバに充填された
後、さらに、スラスト力に打ち勝つだけの油圧が生じる
まで、リングギアは移動できないこととなり、更に応答
性が悪化するという問題があった。Particularly, when the ring gear is located at the end portion in the direction of the thrust force generated by the rotation of the helical spline of the ring gear and then starts to move against the thrust force, the lubricating oil After filling the chamber, the ring gear cannot move until a hydraulic pressure sufficient to overcome the thrust force is generated, which further deteriorates the responsiveness.

【０００７】この発明は前述した事情に鑑みてなされた
ものであって、その目的は、一方の油圧室への潤滑油の
供給が制御上不要である場合にも油圧室内に潤滑油を保
持可能にするとともに、所定の運転条件での不要なバル
ブタイミング制御を禁止することにより、バルブタイミ
ング制御装置の応答性を高めるバルブタイミング制御装
置を提供することにある。The present invention has been made in view of the above-mentioned circumstances, and an object thereof is to retain lubricating oil in one hydraulic chamber even when the supply of lubricating oil to one hydraulic chamber is unnecessary for control. Another object of the present invention is to provide a valve timing control device that improves the responsiveness of the valve timing control device by prohibiting unnecessary valve timing control under a predetermined operating condition.

【０００８】[0008]

【課題を解決するための手段】上記の目的を達成するた
めに、請求項１記載の発明は、内外周面にスプラインを
形成し、その少なくとも一方がヘリカルスプラインであ
るリングギアをプーリとカムシャフトとの間に配設し、
前記リングギアによりプーリとカムシャフトとを連結す
るとともに、前記リングギアによりプーリ内に進角側及
び遅角側油圧室を形成し、エンジンの運転状態に応じて
油圧発生手段からの潤滑油の油圧を調圧して進角側及び
遅角側油圧室へ供給すする潤滑油圧調圧手段を有し、エ
ンジンの運転状態を検出する運転状態検出手段からの検
出信号に基づいてタイミング制御手段が潤滑油圧調圧手
段を制御して潤滑油を進角側又は遅角側油圧室に供給
し、その供給された潤滑油の油圧によりリングギアをカ
ムシャフトの軸方向に移動させ、プーリとカムシャフト
との相対位置を変化させてバルブの開閉時期を制御する
バルブタイミング制御装置において、前記エンジンの運
転状態によりタイミング制御手段の制御にて潤滑油圧調
圧手段からの潤滑油を進角側又は遅角側油圧室へ供給
し、リングギアが進角側又は遅角側油圧室の終端に配置
されたとき、潤滑油の供給が制御上不必要な進角側又は
遅角室油圧側へ潤滑油を供給してその油圧室内に空気が
侵入しないようにする潤滑油圧制御手段とを備えたこと
をその要旨とする。To achieve the above object, the invention according to claim 1 forms a spline on the inner and outer peripheral surfaces, and at least one of them is a helical spline. Placed between the
The ring gear connects the pulley and the camshaft, and the ring gear forms the advancing side and retarding side hydraulic chambers in the pulley, and the hydraulic pressure of the lubricating oil from the hydraulic pressure generating means is changed according to the operating state of the engine. Has a lubricating oil pressure adjusting means for adjusting the oil pressure to supply to the advance side and retard side hydraulic chambers, and the timing control means uses the lubricating oil pressure control means based on the detection signal from the operating state detecting means for detecting the operating state of the engine. Lubricating oil is supplied to the advancing side or retarding side hydraulic chambers by controlling the pressure adjusting means, and the ring gear is moved in the axial direction of the camshaft by the hydraulic pressure of the supplied lubricating oil so that the pulley and the camshaft In a valve timing control device for controlling a valve opening / closing timing by changing a relative position, a lubricating oil from a lubricating oil pressure adjusting device is controlled by a timing controlling device according to an operating state of the engine. When the ring gear is supplied to the advance side or retard side hydraulic chamber and the ring gear is arranged at the end of the advance side or retard side hydraulic chamber, the supply of lubricating oil is unnecessary for control in the advance side or retard side chamber. The gist of the present invention is to provide a lubricating oil pressure control means for supplying lubricating oil to the oil pressure side to prevent air from entering the oil pressure chamber.

【０００９】請求項２記載の発明は、請求項１記載のバ
ルブタイミング制御装置において、タイミング制御手段
によりリングギアが終端に配置されたとき、潤滑油圧制
御手段からリングギアの位置する終端側の油圧室に供給
される潤滑油の油圧はリングギアをカムシャフトの軸方
向へ移動させない程度の油圧であることをその要旨とす
る。According to a second aspect of the invention, in the valve timing control device according to the first aspect, when the ring gear is arranged at the end by the timing control means, the oil pressure on the end side where the ring gear is located is determined by the lubricating oil pressure control means. The essential point is that the oil pressure of the lubricating oil supplied to the chamber is such that the ring gear does not move in the axial direction of the camshaft.

【００１０】請求項３記載の発明は、内外周面にスプラ
インを形成し、その少なくとも一方がヘリカルスプライ
ンであるリングギアをプーリとカムシャフトとの間に配
設し、前記リングギアによりプーリとカムシャフトとを
連結するとともに、前記リングギアによりプーリ内に進
角側及び遅角側油圧室を形成し、エンジンの運転状態に
応じて油圧発生手段からの潤滑油の油圧を調圧して進角
側及び遅角側油圧室へ供給すする潤滑油圧調圧手段を有
し、エンジンの運転状態を検出する運転状態検出手段か
らの検出信号に基づいてタイミング制御手段が潤滑油圧
調圧手段を制御して潤滑油を進角側又は遅角側油圧室に
供給し、その供給された潤滑油の油圧によりリングギア
をカムシャフトの軸方向に移動させ、プーリとカムシャ
フトとの相対位置を変化させてバルブの開閉時期を制御
するバルブタイミング制御装置において、前記運転状態
検出手段からの検出信号に基づいて、その運転状態に応
じた目標バルブタイミングとするためのリングギアの位
置が、リングギアのヘリカルスプラインの回転により発
生するスラスト力の方向のリングギア行程端である特定
運転状態を検出する特定運転状態検出手段と、前記特定
運転状態検出手段からの信号に基づいて、前記両油圧室
の差圧が前記スラスト力に抗する方向で、前記スラスト
力以下となるようにそれぞれの油圧室に潤滑油を供給す
るように前記潤滑油圧調圧手段を制御する潤滑油圧制御
手段とを備えたことをその要旨とする。According to a third aspect of the present invention, a spline is formed on the inner and outer peripheral surfaces, and a ring gear, at least one of which is a helical spline, is arranged between the pulley and the cam shaft, and the pulley and the cam are formed by the ring gear. In addition to connecting with the shaft, the ring gear forms the advance side and retard side hydraulic chambers in the pulley, and adjusts the hydraulic pressure of the lubricating oil from the hydraulic pressure generating means according to the operating state of the engine to advance the side. And the lubricating oil pressure adjusting means for supplying to the retard side hydraulic chamber, and the timing control means controls the lubricating oil pressure adjusting means on the basis of the detection signal from the operating state detecting means for detecting the operating state of the engine. Lubricating oil is supplied to the advance side or retard side hydraulic chambers, and the hydraulic pressure of the supplied lubricating oil moves the ring gear in the axial direction of the camshaft, and the relative position between the pulley and the camshaft. In the valve timing control device that controls the opening / closing timing of the valve by changing the position of the ring gear based on the detection signal from the operating state detecting means, the position of the ring gear is set to the target valve timing according to the operating state. Based on a signal from a specific operating state detecting means for detecting a specific operating state which is a ring gear stroke end in the direction of the thrust force generated by the rotation of the helical spline, and a signal from the specific operating state detecting means, A lubricating oil pressure control means for controlling the lubricating oil pressure adjusting means so as to supply the lubricating oil to the respective hydraulic chambers so that the differential pressure is in the direction against the thrust force and is equal to or less than the thrust force. Is the gist.

【００１１】請求項４記載の発明は、内外周面にスプラ
インを形成し、その少なくとも一方がヘリカルスプライ
ンであるリングギアをプーリとカムシャフトとの間に配
設し、前記リングギアによりプーリとカムシャフトとを
連結するとともに、前記リングギアによりプーリ内に進
角側及び遅角側油圧室を形成し、エンジンの運転状態に
応じた目標バルブタイミングとなるように前記リングギ
アの位置を変化させるべく油圧発生手段からの潤滑油の
油圧を調圧して進角側及び遅角側油圧室へ供給する潤滑
油圧調圧手段を有し、前記リングギアの位置によりプー
リとカムシャフトの相対回転位置を変化させてバルブの
開閉時期を制御するバルブタイミング制御装置におい
て、前記運転状態検出手段からの検出信号に基づいて、
その運転状態に応じた目標バルブタイミングとするため
のリングギアの位置が、リングギアのヘリカルスプライ
ンの回転により発生するスラスト力の方向のリングギア
行程端である特定運転状態を検出する特定運転状態検出
手段と、実際のバルブタイミングを検出する実バルブタ
イミング検出手段と、エンジンの運転状態に応じた目標
バルブタイミングと、前記実バルブタイミング検出手段
により求められる実際のバルブタイミングとの偏差が所
定値以上か否かを判定する偏差判定手段と、前記特定運
転状態検出手段により、エンジンが特定運転状態である
ことが判断されるとともに、前記偏差判定手段により、
目標バルブタイミングと実バルブタイミングとの偏差が
所定値以下であることが判断された時に、前記両油圧室
の差圧が、前記スラスト力に抗する方向で、前記スラス
ト力以下となるようにそれぞれの油圧室に潤滑油を供給
するように前記潤滑油圧調圧手段を制御する潤滑油圧制
御手段とを備えたことをその要旨とする。According to a fourth aspect of the present invention, a spline is formed on the inner and outer peripheral surfaces, and a ring gear, at least one of which is a helical spline, is arranged between the pulley and the cam shaft, and the pulley and the cam are formed by the ring gear. In order to change the position of the ring gear so as to connect the shaft and form the advance side and retard side hydraulic chambers in the pulley by the ring gear, and to achieve the target valve timing according to the operating state of the engine. It has a lubricating oil pressure adjusting device for adjusting the oil pressure of the lubricating oil from the oil pressure generating device and supplying it to the advancing side and retarding side hydraulic chambers, and changes the relative rotational position of the pulley and the cam shaft depending on the position of the ring gear. In the valve timing control device for controlling the opening and closing timing of the valve, based on the detection signal from the operating state detection means,
The position of the ring gear for the target valve timing according to the operating state is the end of the ring gear stroke in the direction of the thrust force generated by the rotation of the helical spline of the ring gear. Means, an actual valve timing detecting means for detecting an actual valve timing, a target valve timing according to an operating state of the engine, and an actual valve timing obtained by the actual valve timing detecting means, a deviation being a predetermined value or more. The deviation determining means for determining whether or not the engine is in the specific operating state by the specific operating state detecting means, and the deviation determining means,
When it is determined that the deviation between the target valve timing and the actual valve timing is less than or equal to a predetermined value, the differential pressure between the two hydraulic chambers is adjusted so as to be equal to or less than the thrust force in the direction against the thrust force. And a lubricating oil pressure control means for controlling the lubricating oil pressure adjusting means so as to supply the lubricating oil to the oil pressure chamber.

【００１２】[0012]

【作用】請求項１記載の発明によれば、運転状態検出手
段からの検出信号に基づいてタイミング制御手段が潤滑
油圧調整手段を制御し、油圧発生手段からの潤滑油の油
圧を調整しながら進角側又は遅角側油圧室へ潤滑油を供
給する。そして、リングギアが進角側又は遅角側油圧室
の終端に配置されたとき、潤滑油供給制御手段は潤滑油
の供給が制御上不必要な進角側又は遅角側油圧室に潤滑
油を供給してその油圧室内に空気が侵入しないようにす
る。According to the first aspect of the invention, the timing control means controls the lubricating oil pressure adjusting means on the basis of the detection signal from the operating state detecting means to advance the oil pressure of the lubricating oil from the oil pressure generating means. Supply lubricating oil to the angle side or retard side hydraulic chamber. Then, when the ring gear is arranged at the end of the advance side or retard side hydraulic chamber, the lubricating oil supply control means causes the lubricating oil to be supplied to the advance side or retard side hydraulic chamber where the supply of lubricating oil is unnecessary for control. To prevent air from entering the hydraulic chamber.

【００１３】従って、プーリとカムシャフトとを適切な
相対位置に維持しながら、制御の応答性を確保できる。
請求項２記載の発明によれば、リングギアがカムシャフ
トの軸方向に移動しないため、プーリとカムシャフトと
の相対位置は変化しない。Therefore, it is possible to secure control responsiveness while maintaining the pulley and the camshaft at appropriate relative positions.
According to the second aspect of the invention, since the ring gear does not move in the axial direction of the cam shaft, the relative position between the pulley and the cam shaft does not change.

【００１４】従って、プーリとカムシャフトとを適切な
相対位置とすることが可能となる。請求項３記載の発明
によれば、エンジンの特定運転状態を検出した時には、
リングギアの両側の油圧室の油圧の差圧が、スラスト力
に抗する方向でリングギアに生じるスラスト力以下の大
きさとなるように、油圧が制御される。よって、エンジ
ンの特定運転状態では、リングギアは、徐々に目標バル
ブタイミングであるスラスト力の方向に移動するもの
の、両側の油圧の差圧が維持されるため、運転状態が急
変しても、すぐに、油圧室の油圧が上昇することによ
り、制御の応答性が向上する。Therefore, it is possible to set the pulley and the cam shaft at appropriate relative positions. According to the invention described in claim 3, when the specific operation state of the engine is detected,
The hydraulic pressure is controlled so that the differential pressure between the hydraulic chambers on both sides of the ring gear is equal to or less than the thrust force generated in the ring gear in the direction against the thrust force. Therefore, in a specific operating state of the engine, the ring gear gradually moves in the direction of the thrust force, which is the target valve timing, but the differential pressure between the hydraulic pressures on both sides is maintained. In addition, the responsiveness of control is improved by increasing the hydraulic pressure in the hydraulic chamber.

【００１５】請求項４記載の発明によれば、エンジンが
特定運転状態で、かつ、目標バルブタイミングと実バル
ブタイミングとの偏差が所定値以下である時には、リン
グギアの両側の油圧室の油圧の差圧が、スラスト力に抗
する方向でリングギアに生じるスラスト力以下の大きさ
となるように、油圧が制御される。よって、エンジンの
特定運転状態では、リングギアは、目標のバルブタイミ
ングとなる位置近傍まで移動した後に、リングギア両側
の油圧の差圧により、徐々にスラスト力の方向に移動す
る。そのため、特定運転状態に応じたバルブタイミング
に移動した後に油圧が維持されるため、特定運転状態に
応じたバルブタイミングへの応答速度も向上し、かつ、
その後の運転状態の変化への応答速度も向上する。According to the fourth aspect of the invention, when the engine is in a specific operating state and the deviation between the target valve timing and the actual valve timing is less than a predetermined value, the hydraulic pressure in the hydraulic chambers on both sides of the ring gear is reduced. The hydraulic pressure is controlled so that the differential pressure is equal to or less than the thrust force generated in the ring gear in the direction against the thrust force. Therefore, in the specific operation state of the engine, the ring gear moves to a position near the target valve timing, and then gradually moves in the thrust force direction due to the hydraulic pressure difference between the two sides of the ring gear. Therefore, since the hydraulic pressure is maintained after moving to the valve timing corresponding to the specific operating state, the response speed to the valve timing corresponding to the specific operating state is improved, and
The response speed to subsequent changes in operating conditions is also improved.

【００１６】[0016]

【実施例】以下、この発明におけるバルブタイミング制
御装置を具体化した一実施例を図１〜図４に基づいて説
明する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment of the valve timing control device according to the present invention will be described below with reference to FIGS.

【００１７】図１に示すように、カムシャフト１は図示
しないエンジンの吸気バルブ或いは排気バルブを駆動す
るために設けられており、そのジャーナル２がシリンダ
ヘッド３の軸受部４とベアリングキャップ５との間で回
転可能に支持されている。ジャーナル２にはその外周に
沿って延びる２本のジャーナル溝６，７が形成されてい
る。又、シリンダヘッド３には各ジャーナル溝６，７及
びジャーナル２に潤滑油を供給するための第１のヘッド
油路８及び第２のヘッド油路９が形成されている。As shown in FIG. 1, a camshaft 1 is provided to drive an intake valve or an exhaust valve of an engine (not shown), and its journal 2 is composed of a bearing portion 4 of a cylinder head 3 and a bearing cap 5. It is rotatably supported between. The journal 2 is formed with two journal grooves 6 and 7 extending along the outer circumference thereof. Further, the cylinder head 3 is formed with a first head oil passage 8 and a second head oil passage 9 for supplying lubricating oil to the respective journal grooves 6, 7 and the journal 2.

【００１８】又、油圧発生手段としてのオイルポンプ４
１、オイルパン４２、オイルフィルタ４３、動弁機構及
びクランク機構等によりエンジンの潤滑系が構成されて
いる。即ち、第１のヘッド油路８及び第２のヘッド油路
９の一端は、電磁制御式のオイルコントロールバルブ
（以下、単にＯＣＶという）４４に接続され、このＯＣ
Ｖ４４は、オイルフィルタ４３、オイルポンプ４１、オ
イルストレーナ４５を介してオイルパン４２に接続され
ている。オイルポンプ４１はエンジンＧＮに駆動連結さ
れており、該エンジンＧＮの作動に連動して潤滑油を汲
み上げ、吐出する。An oil pump 4 as a hydraulic pressure generating means
1, an oil pan 42, an oil filter 43, a valve operating mechanism, a crank mechanism, and the like constitute an engine lubrication system. That is, one ends of the first head oil passage 8 and the second head oil passage 9 are connected to an electromagnetically controlled oil control valve (hereinafter, simply referred to as OCV) 44.
The V44 is connected to the oil pan 42 via the oil filter 43, the oil pump 41, and the oil strainer 45. The oil pump 41 is drivingly connected to the engine GN, and pumps and discharges lubricating oil in conjunction with the operation of the engine GN.

【００１９】そして、オイルポンプ４１が駆動されるこ
とにより、オイルパン４２からオイルストレーナ４５を
介して潤滑油が吸い上げられる。その潤滑油がオイルフ
ィルタ４３を通過した後、ＯＣＶ４４の作動により、所
定の圧力をもって各ヘッド油路８，９に供給されて各ジ
ャーナル溝６，７及びジャーナル２に供給されるように
なっている。ここで、ヘッド油路８，９に対する潤滑油
の供給量は前記ＯＣＶ４４により任意に調節することが
できるようになっている。このＯＣＶ４４の詳しい構成
については後述する。Then, by driving the oil pump 41, the lubricating oil is sucked up from the oil pan 42 through the oil strainer 45. After the lubricating oil passes through the oil filter 43, it is supplied to the head oil passages 8 and 9 with a predetermined pressure and to the journal grooves 6 and 7 and the journal 2 by the operation of the OCV 44. . Here, the supply amount of the lubricating oil to the head oil passages 8 and 9 can be arbitrarily adjusted by the OCV 44. The detailed configuration of the OCV 44 will be described later.

【００２０】次に、バルブタイミングを調整するための
機構について説明する。カムシャフト１の先端部にはプ
ーリを構成するタイミングプーリハウジング１０が設け
られている。このタイミングプーリ１０はプーリ本体１
１とそのプーリ本体１１の一側面及びカムシャフト１の
先端部を覆うように組付けられたカバー１２とを備えて
いる。プーリ本体１１は略円板状をなし、その外周には
複数の外歯１３が形成され、中央にはボス１４が形成さ
れている。プーリ本体１１はそのボス１４によりカムシ
ャフト１に対して相対回転可能に装着されている。又、
外歯１３にはタイミングベルト１５が装着されており、
該ベルト１５を介してタイミングプーリハウジング１０
が内燃機関の図示しないクランクシャフトに駆動連結さ
れている。Next, a mechanism for adjusting the valve timing will be described. A timing pulley housing 10 that constitutes a pulley is provided at the tip of the camshaft 1. This timing pulley 10 is a pulley body 1
1 and a side surface of the pulley body 11 and a cover 12 assembled so as to cover the tip of the camshaft 1. The pulley body 11 has a substantially disc shape, a plurality of outer teeth 13 are formed on the outer circumference thereof, and a boss 14 is formed at the center thereof. The pulley body 11 is mounted by the boss 14 so as to be rotatable relative to the camshaft 1. or,
A timing belt 15 is attached to the outer teeth 13,
Timing pulley housing 10 via the belt 15
Is drivingly connected to a crankshaft (not shown) of the internal combustion engine.

【００２１】一方、カバー１２は有底円筒状をなし、該
カバー１２には小径部１３ａと大径部１３ｂが形成され
ている。又、カバー１２の外周にはフランジ１６が形成
され、底部中央には連通孔１７が形成されている。そし
て、小径部１３ａの内周には複数の内歯１２ａが形成さ
れている。カバー１２はそのフランジ１６にて複数のボ
ルト１８及びピン１９によりプーリ本体１１の一側面に
固定されている。又、連通孔１７には蓋２０が取り外し
可能に装着されている。そして、プーリ本体１１とカバ
ー１２とにより囲まれた空間がタイミングプーリハウジ
ング１０の内部に形成された収容空間部２１となってい
る。On the other hand, the cover 12 has a bottomed cylindrical shape, and a small diameter portion 13a and a large diameter portion 13b are formed on the cover 12. A flange 16 is formed on the outer periphery of the cover 12, and a communication hole 17 is formed in the center of the bottom. A plurality of inner teeth 12a are formed on the inner circumference of the small diameter portion 13a. The cover 12 is fixed to one side surface of the pulley body 11 by a plurality of bolts 18 and pins 19 at its flange 16. A lid 20 is detachably attached to the communication hole 17. The space surrounded by the pulley body 11 and the cover 12 serves as an accommodation space 21 formed inside the timing pulley housing 10.

【００２２】この収容空間部２１において、カムシャフ
ト１の先端には、インナキャップ２２が中空ボルト２３
により締め付けられるとともに、ピン２４により回り止
めされている。このインナキャップ２２とプーリ本体１
１は相対回動可能となっている。又、インナキャップ２
２の外周面に形成された周壁２２ａの外周には、複数の
外歯２２ｂが形成されている。In this housing space 21, an inner cap 22 is provided with a hollow bolt 23 at the tip of the camshaft 1.
It is fastened by and is stopped by the pin 24. The inner cap 22 and the pulley body 1
1 is capable of relative rotation. Also, the inner cap 2
A plurality of outer teeth 22b are formed on the outer periphery of the peripheral wall 22a formed on the outer peripheral surface of No. 2.

【００２３】タイミングプーリハウジング１０とカムシ
ャフト１との間にはリングギア２５が配設され、このリ
ングギア２５によってタイミングプーリハウジング１０
とカムシャフト１とが連結されている。即ち、リングギ
ア２５は環状をなし、タイミングプーリハウジング１０
の収容空間２１にてカムシャフト１の軸方向に沿って往
復動可能に収容されている。前記リングギア２５はリン
グ部２５ａとそのリング部２５ａの一端にて外方へ張り
出され大径部１３ｂの内周面に摺接するフランジ２５ｂ
とから構成され、リング部２５ａの内外周には歯２５
ｃ，２５ｄがそれぞれ形成されている。このリングギア
２５の内外周に設けられた複数の歯２５ｃ，２５ｄの両
方はヘリカル歯となっており、軸方向への移動によって
カムシャフト１と相対回転可能になっている。A ring gear 25 is arranged between the timing pulley housing 10 and the cam shaft 1, and the timing gear housing 10 is provided by the ring gear 25.
And the camshaft 1 are connected. That is, the ring gear 25 has an annular shape, and the timing pulley housing 10
It is accommodated in the accommodation space 21 such that it can reciprocate along the axial direction of the camshaft 1. The ring gear 25 has a ring portion 25a and a flange 25b that extends outward at one end of the ring portion 25a and is in sliding contact with the inner peripheral surface of the large diameter portion 13b.
And the teeth 25 are formed on the inner and outer circumferences of the ring portion 25a.
c and 25d are formed respectively. Both of the plurality of teeth 25c and 25d provided on the inner and outer circumferences of the ring gear 25 are helical teeth, and are rotatable relative to the camshaft 1 by moving in the axial direction.

【００２４】そして、リングギア２５の内周の歯２５ｄ
はインナキャップ２２の外歯２２ｂに、リングギア２５
の外周の歯２５ｃはカバー１２の内歯１２ａにそれぞれ
噛合されている。従って、タイミングプーリハウジング
１０が回転駆動されることにより、リングギア２５で連
結されたタイミングプーリハウジング１０とインナキャ
ップ２２とが一体的に回転され、更にカムシャフト１が
タイミングプーリハウジング１０と一体的に回転駆動さ
れる。The teeth 25d on the inner circumference of the ring gear 25
The ring gear 25 on the outer teeth 22b of the inner cap 22.
The outer peripheral teeth 25c are meshed with the inner teeth 12a of the cover 12, respectively. Therefore, when the timing pulley housing 10 is rotationally driven, the timing pulley housing 10 and the inner cap 22 connected by the ring gear 25 are integrally rotated, and the camshaft 1 is further integrated with the timing pulley housing 10. It is driven to rotate.

【００２５】前記収容空間２１において、リングギア２
５のリング部２５ａとカバー１２の底部との間には進角
側油圧室２６が形成されている。同じく、収容空間２１
において、リングギア２５のフランジ２５ｂとプーリ本
体１１との間には遅角側油圧室２７が形成されている。In the accommodating space 21, the ring gear 2
An advance-side hydraulic chamber 26 is formed between the ring portion 25 a of No. 5 and the bottom portion of the cover 12. Similarly, the accommodation space 21
In, the retard angle side hydraulic chamber 27 is formed between the flange 25 b of the ring gear 25 and the pulley body 11.

【００２６】ここで、進角側油圧室２６に潤滑油による
油圧を供給するために、カムシャフト１にはその中心に
沿って延びる第１のシャフト通路２８が形成されてい
る。このシャフト通路２８の先端側は中空ボルト２３の
中心孔２３ａを通じて進角側油圧室２６に連通されてい
る。又、このシャフト油路２８の基端側は、カムシャフ
ト１の半径方向に延びる油孔２９を通じてジャーナル溝
６に連通されている。Here, in order to supply the hydraulic pressure by the lubricating oil to the advance side hydraulic chamber 26, the camshaft 1 is formed with a first shaft passage 28 extending along the center thereof. The tip end side of the shaft passage 28 is communicated with the advance side hydraulic chamber 26 through the center hole 23a of the hollow bolt 23. Further, the base end side of the shaft oil passage 28 communicates with the journal groove 6 through an oil hole 29 extending in the radial direction of the camshaft 1.

【００２７】一方、遅角側油圧室２７に潤滑油による油
圧を供給するために、カムシャフト１には第１のシャフ
ト油路２８と平行に延びる第２のシャフト油路３０が形
成されいてる。又、カムシャフト１の先端寄り位置に
は、その外周に沿って延びる１つの周溝３１が形成され
ている。この周溝３１の一部は第２のシャフト油路３０
に連通されている。更に、プーリ本体１１のボス１４の
一部には、上記周溝３１と遅角側油圧室２７とを連通さ
せる油孔３２が形成されている。又、第２のシャフト油
路３０の基端側は他方のジャーナル溝７に連通されてい
る。On the other hand, a second shaft oil passage 30 extending in parallel with the first shaft oil passage 28 is formed in the camshaft 1 in order to supply the oil pressure of the lubricating oil to the retard side hydraulic chamber 27. Further, one peripheral groove 31 extending along the outer periphery of the cam shaft 1 is formed near the tip of the cam shaft 1. A part of the circumferential groove 31 is the second shaft oil passage 30.
Is in communication with. Further, an oil hole 32 is formed in a part of the boss 14 of the pulley body 11 so that the circumferential groove 31 and the retard side hydraulic chamber 27 communicate with each other. Further, the base end side of the second shaft oil passage 30 communicates with the other journal groove 7.

【００２８】前記リングギア２５のフランジ２５ｂの外
周面と大径部１２ｂの内周面との間には、シールリング
３５が配設されている。このフランジ２５ｂにより進角
側油圧室２６と遅角側油圧室２７とは別空間として区切
られている。そのため、各油圧室２６，２７に対する潤
滑油の出入りは、前述した各油路８，９，２８，３０等
によりなる独立した別々の回路を通じて行われるように
なっている。A seal ring 35 is arranged between the outer peripheral surface of the flange 25b of the ring gear 25 and the inner peripheral surface of the large diameter portion 12b. The flange 25b separates the advance side hydraulic chamber 26 and the retard side hydraulic chamber 27 as separate spaces. For this reason, the lubricating oil enters and leaves the hydraulic chambers 26 and 27 through the independent and independent circuits including the oil passages 8, 9, 28 and 30 described above.

【００２９】尚、本実施例においては、エンジンＧＮの
駆動によりプーリ本体１１、リングギア２５及びカムシ
ャフト１が回転したとき、リングギア２５の内外周に設
けられたヘリカルスプラインとなるの歯２５ｃ，２５ｄ
により、該リングギア２５にはカムシャフト１の軸方向
に移動するスラスト力が発生する。このスラスト力によ
りリングギア２５は進角側油圧室２６側に移動できるよ
うになっている。In this embodiment, when the pulley main body 11, the ring gear 25 and the cam shaft 1 are rotated by the driving of the engine GN, the teeth 25c, which are helical splines provided on the inner and outer circumferences of the ring gear 25, 25d
As a result, a thrust force that moves in the axial direction of the camshaft 1 is generated in the ring gear 25. This thrust force allows the ring gear 25 to move toward the advance side hydraulic chamber 26 side.

【００３０】次に、前述したＯＣＶ４４について説明す
る。ＯＣＶ４４は第１のヘッド油路８及び第２のヘッド
油路９へ供給する潤滑油の供給量を調節し、リングギア
２５を移動させたり任意の位置に停止させたるするため
のものである。ＯＣＶ４４はスリーブ５１とスプール５
２とソレノイド５３とを備えている。スリーブ５１は供
給ポート５４、第１の吐出ポート５５、第２の吐出ポー
ト５６並びに共通ドレインポート５７を有している。供
給ポート５４はオイルポンプ４１に接続されている。
又、第１の吐出ポート５５は第１のヘッド油路８に接続
され、第２の吐出ポート５６は第２のヘッド油路９に接
続されている。更に、共通ドレインポート５７はドレイ
ン４７に接続されている。又、スプール５２の左側には
スプリング６２が配設され、このスプリング６２の付勢
力によりスプール５２は常に右側に移動できるように付
勢されている。Next, the OCV 44 described above will be described. The OCV 44 is for adjusting the supply amount of the lubricating oil supplied to the first head oil passage 8 and the second head oil passage 9, and moving the ring gear 25 or stopping the ring gear 25 at an arbitrary position. OCV44 is sleeve 51 and spool 5
2 and solenoid 53. The sleeve 51 has a supply port 54, a first discharge port 55, a second discharge port 56 and a common drain port 57. The supply port 54 is connected to the oil pump 41.
The first discharge port 55 is connected to the first head oil passage 8 and the second discharge port 56 is connected to the second head oil passage 9. Further, the common drain port 57 is connected to the drain 47. A spring 62 is disposed on the left side of the spool 52, and the spring 52 is biased by the biasing force of the spring 62 so that the spool 52 can always move to the right side.

【００３１】前記スプール５２はスリーブ５１内におい
て前後方向へ摺動可能に配設されている。スプール５２
の外周には２つの環状の凹部５９，６０が所定間隔をも
って形成されている。The spool 52 is slidably arranged in the sleeve 51 in the front-rear direction. Spool 52
Two annular recesses 59 and 60 are formed on the outer periphery of the device at predetermined intervals.

【００３２】ＯＣＶ４４の右側にはソレノイド５３が設
けられており、このソレノイド５３に前記スプール５２
が連結されている。このソレノイド５３の励磁は、後述
するタイミング制御手段、潤滑油圧制御手段及び偏差判
定手段としての電子制御装置（Electronic Control Uni
t ：以下、単に、ＥＣＵという）７１からの励磁電流に
よって励磁制御されるようになっている。スプール５２
はＥＣＵ７１からの励磁電流の大きさに基づいて往復動
するようになっている。A solenoid 53 is provided on the right side of the OCV 44, and the solenoid 53 is provided with the spool 52.
Are connected. The excitation of the solenoid 53 is performed by an electronic control unit (Electronic Control Uni) as timing control means, lubricating oil pressure control means, and deviation determination means, which will be described later.
(T: hereinafter, simply referred to as ECU) 71. The excitation is controlled by the excitation current from 71. Spool 52
Is configured to reciprocate based on the magnitude of the exciting current from the ECU 71.

【００３３】前記ＥＣＵ７１の入力側にはエンジンＧＮ
の回転数を検出する運転状態検出手段としての回転数セ
ンサ８１、カム角を検出するための運転状態検出手段、
特定運転状態検出手段及び実バルブタイミング検出手段
としてのカム角センサ８２、クランク角を検出するため
の運転状態検出手段、特定運転状態検出手段及び実バル
ブタイミング検出手段としてのクランク角センサ８３、
スロットル弁の開度を検出する運転状態検出手段として
のスロットルセンサ８４、冷却水温を検出する運転状態
検出手段としての水温センサ８５、吸入空気量を検出す
る運転状態検出手段としてのエアフロメータ８６、図示
しないオートマチックシフトレバーがパーキング又はニ
ュートラル位置に配置されていることを検出する運転状
態検出手段としてのレバーポジションセンサ８７等が接
続されている。これら各センサ８１〜８７からの検出信
号に基づいてＥＣＵ７１はエンジンＧＮの運転状態を判
断するようになっている。An engine GN is provided on the input side of the ECU 71.
A rotational speed sensor 81 as an operating condition detecting means for detecting the rotational speed of the motor, an operating condition detecting means for detecting the cam angle,
A cam angle sensor 82 as a specific operating state detecting means and an actual valve timing detecting means, an operating state detecting means for detecting a crank angle, a crank angle sensor 83 as a specific operating state detecting means and an actual valve timing detecting means,
A throttle sensor 84 as an operating state detecting means for detecting the opening of the throttle valve, a water temperature sensor 85 as an operating state detecting means for detecting the cooling water temperature, an air flow meter 86 as an operating state detecting means for detecting the intake air amount, as shown in the drawing. A lever position sensor 87 or the like as an operation state detecting means for detecting that the automatic shift lever is arranged at the parking or neutral position is connected. The ECU 71 determines the operating state of the engine GN based on the detection signals from the sensors 81 to 87.

【００３４】又、ＥＣＵ７１の出力側には前記ＯＣＶ４
４のソレノイド５３が接続されている。そして、ＥＣＵ
７１は前記各種センサ８１〜８７からの検出信号に基づ
いてそのときどきのエンジンＧＮの運転状態を割り出す
ようになっている。そして、そのときのエンジンＧＮの
運転状態に適したバルブの開閉タイミングとするための
デューティ信号を算出するようになっている。ＥＣＵ７
１は算出されたデューティ信号に基づいた励磁電流を前
記ソレノイド５３に供給し、該ソレノイド５３を励磁す
る。そのため、励磁電流の大きさに基づいてスプール５
２が往復動し、その移動量に基づいて第１のヘッド油路
８と供給ポート５４及び共通ドレインポート５７との接
続量が調整されるようになっている。同じく、スプール
５２の移動量に基づいて第２のヘッド油路９と供給ポー
ト５４及び共通ドレイン５７との接続量が調整されるよ
うになっている。On the output side of the ECU 71, the OCV4
4 solenoids 53 are connected. And the ECU
Reference numeral 71 is adapted to determine the operating state of the engine GN at that time based on the detection signals from the various sensors 81 to 87. Then, the duty signal for calculating the valve opening / closing timing suitable for the operating state of the engine GN at that time is calculated. ECU7
Reference numeral 1 supplies an exciting current based on the calculated duty signal to the solenoid 53 to excite the solenoid 53. Therefore, based on the magnitude of the exciting current, the spool 5
2 reciprocates, and the connection amount between the first head oil passage 8 and the supply port 54 and the common drain port 57 is adjusted based on the movement amount. Similarly, the connection amount between the second head oil passage 9 and the supply port 54 and the common drain 57 is adjusted based on the movement amount of the spool 52.

【００３５】例えば、ソレノイド５３が消磁（デューテ
ィ比＝０％）された場合、スプリング６２の付勢力によ
りスプール５２が左側に移動し、図１に示す位置に停止
するようになっている。すると、第１の吐出ポート５５
は共通ドレインポート５７と接続されるため、第１のヘ
ッド油路８はドレイン４７と接続される。この第１のヘ
ッド油路８とドレイン４７との接続量は最大（１００
％）となっている。一方、第２の吐出ポート５６は供給
ポート５４と接続されるため、第２のヘッド油路９はオ
イルポンプ４１と接続される。この第２のヘッド油路９
とオイルポンプ４１との接続量は最大（１００％）とな
っている。For example, when the solenoid 53 is demagnetized (duty ratio = 0%), the spool 52 is moved to the left by the urging force of the spring 62 and stopped at the position shown in FIG. Then, the first discharge port 55
Is connected to the common drain port 57, so that the first head oil passage 8 is connected to the drain 47. The maximum amount of connection between the first head oil passage 8 and the drain 47 is (100
%). On the other hand, since the second discharge port 56 is connected to the supply port 54, the second head oil passage 9 is connected to the oil pump 41. This second head oil passage 9
The connection amount between the oil pump 41 and the oil pump 41 is maximum (100%).

【００３６】従って、供給ポート５４からの潤滑油は第
２のヘッド油路９及び第２のシャフト油路３０を介して
遅角側油圧室２７に供給される。又、進角側油圧室２６
内の潤滑油は第１のシャフト油路２８、第１のヘッド油
路８、第１の吐出ポート５５及び共通ドレインポート５
７を介してドレイン４７に排出される。従って、遅角側
油圧室２７内に供給される潤滑油の油圧によりリングギ
ア２５は進角側油圧室２６側に移動する。そして、リン
グギア２５がカバー１２の底部と当接した場合、リング
ギア２が進角側油圧室２６の終端（最遅角側）に配置さ
れた状態となる。このリングギア２５の配置によりプー
リ本体１１とカムシャフト１との相対角度（相対位置）
が最遅角側に設定される。Therefore, the lubricating oil from the supply port 54 is supplied to the retard angle side hydraulic chamber 27 via the second head oil passage 9 and the second shaft oil passage 30. In addition, the advance side hydraulic chamber 26
The lubricating oil inside is the first shaft oil passage 28, the first head oil passage 8, the first discharge port 55, and the common drain port 5.
It is discharged to the drain 47 via 7. Therefore, the ring gear 25 moves to the advance side hydraulic chamber 26 side by the hydraulic pressure of the lubricating oil supplied into the retard side hydraulic chamber 27. When the ring gear 25 comes into contact with the bottom portion of the cover 12, the ring gear 2 is placed at the end (the most retarded angle side) of the advance side hydraulic chamber 26. Due to the arrangement of the ring gear 25, the relative angle (relative position) between the pulley body 11 and the camshaft 1
Is set to the most retarded side.

【００３７】又、ソレノイド５３が最大励磁電流（デュ
ーティ比＝１００％）にて励磁された場合、スプリング
６２の付勢力に抗してスプール５２が右側に移動し、図
２に示す位置に停止するようになっている。すると、第
１の吐出ポート５５は供給ポート５４に接続されるた
め、第１のヘッド油路８はオイルポンプ４１と接続され
る。この第１のヘッド油路８とオイルポンプ４１との接
続量は最大（１００％）となっている。一方、第２の吐
出ポート５６は共通ドレインポート４７と接続されるた
め、この第２のヘッド油路９はドレイン４７と接続され
る。この第２のヘッド油路９とドレイン４７との接続量
は最大（１００％）となっている。When the solenoid 53 is excited by the maximum exciting current (duty ratio = 100%), the spool 52 moves rightward against the urging force of the spring 62 and stops at the position shown in FIG. It is like this. Then, since the first discharge port 55 is connected to the supply port 54, the first head oil passage 8 is connected to the oil pump 41. The connection amount between the first head oil passage 8 and the oil pump 41 is maximum (100%). On the other hand, since the second discharge port 56 is connected to the common drain port 47, this second head oil passage 9 is connected to the drain 47. The connection amount between the second head oil passage 9 and the drain 47 is maximum (100%).

【００３８】従って、供給ポート５４からの潤滑油は第
１のヘッド油路８及び第１のシャフト油路２８を介して
進角側油圧室２６に供給される。又、遅角側油圧室２７
内の潤滑油は第２のシャフト油路３０、第２のヘッド油
路９、第２の吐出ポート５６及び共通ドレインポート５
７を介してドレイン４７に排出される。従って、進角側
油圧室２６内に供給される潤滑油の油圧によりリングギ
ア２５は遅角側油圧室２７側に移動する。そして、リン
グギア２５がプーリ本体１１と当接した場合、リングギ
ア２５が遅角側油圧室２７の終端（最進角側）に配置さ
れた状態となる。このリングギア２５の配置によりプー
リ本体１１とカムシャフト１との相対角度（相対位置）
が最進角側に設定される。Therefore, the lubricating oil from the supply port 54 is supplied to the advance side hydraulic chamber 26 via the first head oil passage 8 and the first shaft oil passage 28. Also, the retard side hydraulic chamber 27
The lubricating oil inside is the second shaft oil passage 30, the second head oil passage 9, the second discharge port 56, and the common drain port 5.
It is discharged to the drain 47 via 7. Therefore, the ring gear 25 moves to the retard side hydraulic chamber 27 side by the hydraulic pressure of the lubricating oil supplied into the advance side hydraulic chamber 26. When the ring gear 25 comes into contact with the pulley body 11, the ring gear 25 is placed at the end (the most advanced side) of the retard side hydraulic chamber 27. Due to the arrangement of the ring gear 25, the relative angle (relative position) between the pulley body 11 and the camshaft 1
Is set to the most advanced side.

【００３９】更に、本実施例においては、デューティ比
＝約２８％〜７０％に対応した励磁電流にてソレノイド
５３を励磁すると、その励磁電流の大きさに比例してス
プール５２が移動する。このとき、図３に示すように、
スプール５２の移動量により接続量の大小があるもの
の、供給ポート５４は第１及び第２の吐出ポート５５，
５６に接続されるようになっている。同じく、スプール
５２の移動量により接続量の大小があるものの、共通ド
レインポート５７は第１及び第２の吐出ポート５５，５
６に接続されるようになっている。Further, in the present embodiment, when the solenoid 53 is excited by the exciting current corresponding to the duty ratio = about 28% to 70%, the spool 52 moves in proportion to the magnitude of the exciting current. At this time, as shown in FIG.
Although the connection amount varies depending on the movement amount of the spool 52, the supply port 54 has the first and second discharge ports 55,
It is designed to be connected to 56. Similarly, although the connection amount varies depending on the movement amount of the spool 52, the common drain port 57 has the first and second discharge ports 55, 5 as the common drain port 57.
6 is connected.

【００４０】このとき、供給ポート５４から供給される
潤滑油が共通ドレイン５７へ排出されるが、第１及び第
２のヘッド油路８，９にも潤滑油を供給することができ
るようになっている。従って、進角側油圧室２６及び遅
角側油圧室２７には潤滑油が供給され、その潤滑油によ
り進角側油圧室２６及び遅角側油圧室２７内に同時に油
圧を発生させることができるようになっている。At this time, the lubricating oil supplied from the supply port 54 is discharged to the common drain 57, but the lubricating oil can also be supplied to the first and second head oil passages 8 and 9. ing. Therefore, the lubricating oil is supplied to the advance side hydraulic chamber 26 and the retard side hydraulic chamber 27, and the lubricating oil can simultaneously generate the hydraulic pressure in the advance side hydraulic chamber 26 and the retard side hydraulic chamber 27. It is like this.

【００４１】尚、デューティ比＝２８％以下とした場
合、前述したように、スプール５２は図１に示す位置に
停止し、デューティ比＝７０％以上とした場合、前述し
たように、スプール５２は図２に示す位置に停止するよ
うになっている。When the duty ratio is 28% or less, the spool 52 is stopped at the position shown in FIG. 1 as described above, and when the duty ratio is 70% or more, the spool 52 is It is designed to stop at the position shown in FIG.

【００４２】図４（ａ）は、デューティ比に基づいた励
磁電流により移動するスプール５２の移動量を示したも
のである。スプール５２の移動量の変化によって供給ポ
ート５４と第１及び第２の吐出ポート５５，５６との接
続量が変化する。このスプール５２の移動量の変化によ
り潤滑油が進角側油圧室２６及び遅角側油圧室２７に供
給されたとき、その油圧室２６，２７内の油圧の変化を
図４（ｂ）に示す。FIG. 4A shows the amount of movement of the spool 52 which is moved by the exciting current based on the duty ratio. The change in the movement amount of the spool 52 changes the connection amount between the supply port 54 and the first and second discharge ports 55 and 56. When lubricating oil is supplied to the advance side hydraulic chamber 26 and the retard side hydraulic chamber 27 due to the change in the movement amount of the spool 52, the change in the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 26 and 27 is shown in FIG. .

【００４３】又、進角側油圧室２６及び遅角側油圧室２
７内の油圧の変化により、そのときのリングギア２５が
進角側又は遅角側のどちらに移動するかを示す特性を図
４（ｃ）に示す。デューティ比＝５５％以下とした場
合、リングギア２５は遅角側（進角側油圧室２６側）に
移動する。これは、進角側及び遅角側油圧室２６，２７
内にそれぞれ油圧が加えられているが、遅角側油圧室２
７内の油圧の方が進角側油圧室２６内の油圧の方が高い
のと、リングギア２５のスラスト力によるものである。
ここで、デューティ比＝４８％〜５５％の間において、
遅角側油圧室２７の油圧より進角側油圧室２６の油圧の
方が大きいのにも拘わらずリングギア２５が遅角側に移
動してしまうのは、リングギア２５に発生するスラスト
力が両側の油圧室２６，２７の油圧の差圧より大きいた
めである。Further, the advance side hydraulic chamber 26 and the retard side hydraulic chamber 2
FIG. 4C shows a characteristic indicating whether the ring gear 25 at that time moves to the advance side or the retard side due to the change of the hydraulic pressure in 7. When the duty ratio is 55% or less, the ring gear 25 moves to the retard side (advance side hydraulic chamber 26 side). This is the advance side and retard side hydraulic chambers 26, 27.
Oil pressure is applied to each inside, but the retard side hydraulic chamber 2
This is because the hydraulic pressure inside 7 is higher than the hydraulic pressure inside the advance side hydraulic chamber 26 and the thrust force of the ring gear 25.
Here, in the duty ratio = 48% to 55%,
The reason why the ring gear 25 moves to the retard side even though the oil pressure in the advance side hydraulic chamber 26 is larger than that in the retard side hydraulic chamber 27 is that the thrust force generated in the ring gear 25 is This is because the difference between the hydraulic pressures of the hydraulic chambers 26 and 27 on both sides is larger than that.

【００４４】又、デューティ比＝６０％以上とした場
合、リングギア２５は進角側（遅角側油圧室２７側）に
移動する。これは、進角側及び遅角側油圧室２６，２７
内に油圧がそれぞれ加えられているが、進角側油圧室２
７内の油圧の方が遅角側油圧２６内の油圧の方が高いた
めである。When the duty ratio is 60% or more, the ring gear 25 moves to the advance side (the retard side hydraulic chamber 27 side). This is the advance side and retard side hydraulic chambers 26, 27.
Oil pressure is applied inside, but the advance side hydraulic chamber 2
This is because the hydraulic pressure in 7 is higher than the hydraulic pressure in the retard side hydraulic pressure 26.

【００４５】更に、デューティ比＝５５％〜６０％とし
た場合、リングギア２５は進角側又は遅角側の何方へも
移動せず、その位置で停止する。このとき、遅角側油圧
室２７の油圧よりも進角側油圧室２６の油圧の方が大き
い。この差分の油圧がリングギア２５のスラスト力を釣
り合い、リングギア２５を停止させるようにしているた
めである。Further, when the duty ratio is 55% to 60%, the ring gear 25 does not move to either the advance side or the retard side, but stops at that position. At this time, the hydraulic pressure in the advance side hydraulic chamber 26 is larger than the hydraulic pressure in the retard side hydraulic chamber 27. This is because the hydraulic pressure of this difference balances the thrust force of the ring gear 25 and stops the ring gear 25.

【００４６】次に、上記のように構成されたバルブタイ
ミング制御装置の作用を図５に示すフローチャートに基
づいて説明する。まず、ステップ１０１においてＥＣＵ
７１はアクセルペダル等に設けられたアイドルスイッチ
がオンか否かを判断する。次に、アイドルスイッチがオ
ンであった場合には、ステップ１０２で、エンジンＧＮ
の回転数が、アイドル回転数α以下（例えば、１０００
ｒｐｍ）であるか否かを判断する。ステップ１０１で、
アイドルスイッチがオンであり、かつ、ステップ１０２
で、エンジン回転数が所定回転数以下であった場合に
は、ＥＣＵ７１は、エンジンがアイドル状態であると判
断し、ステップ１０８に進む。又、ステップ１０１で、
アイドルスイッチがオフであるか、又は、ステップ１０
２で、エンジン回転数がアイドル回転数α以上である場
合には、ステップ１０３に進む。Next, the operation of the valve timing control device constructed as described above will be explained based on the flow chart shown in FIG. First, in step 101, the ECU
Reference numeral 71 determines whether or not an idle switch provided on the accelerator pedal or the like is turned on. Next, if the idle switch is on, in step 102, the engine GN
Is less than or equal to the idle speed α (for example, 1000
rpm) is determined. In step 101,
The idle switch is on and step 102
Then, when the engine speed is equal to or lower than the predetermined speed, the ECU 71 determines that the engine is in the idle state, and proceeds to step 108. Also, in step 101,
Idle switch is off or step 10
If the engine speed is equal to or higher than the idle speed α in step 2, the process proceeds to step 103.

【００４７】ステップ１０３では、エンジンに連結され
る変速機がオートマチックシフトか、マニュアルシフト
かを判断する。次に、ステップ１０４で変速機がオート
マチックシフトの場合には、シフトレバーの位置がニュ
ートラル又はパーキングの位置にあるか否かを判断す
る。又、ステップ１０５では、ステップ１０３でエンジ
ンに連結される変速機がマニュアルシフトの場合に、ク
ラッチが接続されているか否かを判断する。更に、ステ
ップ１０６でマニュアルシフトのシフトレバーがニュー
トラルの位置にあるか否かを判断する。In step 103, it is determined whether the transmission connected to the engine is an automatic shift or a manual shift. Next, at step 104, when the transmission is in the automatic shift mode, it is determined whether or not the shift lever is in the neutral or parking position. Further, in step 105, when the transmission connected to the engine in step 103 is a manual shift, it is determined whether or not the clutch is engaged. Further, in step 106, it is determined whether or not the manual shift lever is in the neutral position.

【００４８】ステップ１０４で、オートマチックシフト
レバーがニュートラルかパーキングの位置にあると判断
された場合、ステップ１０５で、マニュアルシフトでク
ラッチが非接続と判断された場合、ステップ１０６で、
マニュアルシフトのシフトレバーがニュートラルの位置
にあると判断された場合のいずれかの場合には、ステッ
プ１０８へ進む。又、ステップ１０４で、オートマチッ
クシフトレバーがニュートラルかパーキングの以外の位
置にあると判断された場合、ステップ１０６で、マニュ
アルシフトのシフトレバーがニュートラル以外の位置に
あると判断された場合のいずれかの場合には、ステップ
１０７へ進む。If it is determined in step 104 that the automatic shift lever is in the neutral or parking position, in step 105 it is determined that the clutch is not engaged in the manual shift, and in step 106,
In any case where it is determined that the shift lever for manual shift is in the neutral position, the process proceeds to step 108. Further, if it is determined in step 104 that the automatic shift lever is in a position other than neutral or parking, in step 106 it is determined that the manual shift lever is in a position other than neutral. In that case, the process proceeds to step 107.

【００４９】ここまで説明したステップ１０１〜１０６
までの各ステップが請求項３，４に記載の特定運転検出
手段に該当する。つまり、本実施例では、アイドル回転
での運転や、ニュートラル時のような、極軽負荷、無負
荷の状態で、目標とするバルブタイミングが最遅角（リ
ングギア２５に加わるスラスト力方向のリングギア行程
端）に設定されているため、上記の方法となっている。Steps 101 to 106 described so far
Each step up to corresponds to the specific operation detecting means according to claims 3 and 4. That is, in the present embodiment, the target valve timing is the most retarded angle (the ring in the thrust force direction applied to the ring gear 25) under the conditions of extremely light load and no load such as the operation at idle rotation and the time of neutral. Since it is set at the gear stroke end), the above method is used.

【００５０】ステップ１０８では、エンジン運転状態が
軽負荷であると判断されているため、軽負荷に適したバ
ルブタイミングである吸気バルブタイミングの遅角制御
が行われる。つまり、ＥＣＵ７１はＯＣＶ４４のソレノ
イド５３への駆動電流を０（デューティ比０％）とす
る。次に、ステップ１０９でＥＣＵ７１は、各センサ８
１〜８７からの検出信号に基づいてエンジン運転状態に
応じた目標バルブタイミングを求める。そして、ＥＣＵ
７１はクランク角センサ８３及びカム角センサ８２から
の検出信号に基づいて実際のバルブタイミングを求め
る。ＥＣＵ７１は目標バルブタイミングと実際のバルブ
タイミングとに基づいて偏差を求め、その偏差が所定値
以下か否かを判断する。In step 108, since it is determined that the engine operating condition is a light load, retard control of the intake valve timing, which is a valve timing suitable for a light load, is performed. That is, the ECU 71 sets the drive current to the solenoid 53 of the OCV 44 to 0 (duty ratio 0%). Next, in step 109, the ECU 71 causes the sensors 8
Based on the detection signals from 1 to 87, the target valve timing according to the engine operating state is obtained. And the ECU
Reference numeral 71 determines the actual valve timing based on the detection signals from the crank angle sensor 83 and the cam angle sensor 82. The ECU 71 obtains a deviation based on the target valve timing and the actual valve timing, and determines whether the deviation is a predetermined value or less.

【００５１】そこで、目標バルブタイミングと実際のバ
ルブタイミングとの偏差が所定値以下であれば、目標バ
ルブタイミング近傍まで、リングギア２５が移動したと
判断し、ステップ１１０に進む。又、目標バルブタイミ
ングと実際のバルブタイミングとの偏差が所定値以上で
あれば、再びステップ１０８に戻る。ここで説明したス
テップ１０９が、請求項４記載の偏差判定手段に該当す
る。Therefore, if the deviation between the target valve timing and the actual valve timing is less than the predetermined value, it is determined that the ring gear 25 has moved to the vicinity of the target valve timing, and the routine proceeds to step 110. If the deviation between the target valve timing and the actual valve timing is not less than the predetermined value, the process returns to step 108 again. The step 109 described here corresponds to the deviation determining means according to claim 4.

【００５２】ステップ１１０では、目標バルブタイミン
グ近傍まで、リングギア２５が移動したと判断された後
に、リングギア２５の両側の油圧室２６，２７に加わる
油圧の差圧が、スラスト力に抗する方向でリングギアに
生じるスラスト力以下の大きさとなるように、油圧が制
御されるよう、ＥＣＵ７１は潤滑油圧調圧手段であるＯ
ＣＶ４４に所定の駆動電流（例えば、デューティ比６０
％）を与える。このため、ＯＣＶ４４のスプール５２
は、図３に示すような中間位置に停止する。In step 110, after it is determined that the ring gear 25 has moved to the vicinity of the target valve timing, the differential pressure of the hydraulic pressure applied to the hydraulic chambers 26 and 27 on both sides of the ring gear 25 is in the direction against the thrust force. The ECU 71 is a lubricating oil pressure adjusting means O so that the oil pressure is controlled to be equal to or less than the thrust force generated in the ring gear.
A predetermined drive current (for example, a duty ratio of 60) is applied to the CV44.
%)give. Therefore, the spool 52 of the OCV 44
Stops at an intermediate position as shown in FIG.

【００５３】ここで説明したステップ１１０が、請求項
１乃至４のいずれかに記載の潤滑油圧制御手段に該当す
る。ステップ１０７では、エンジン運転状態が軽負荷以
外の運転領域であると判断されているため、通常のバル
ブタイミング制御を行うため、ＯＣＶ４４を駆動制御す
る。つまり、現在の運転状況に応じた目標バルブタイミ
ングを演算し、現在のバルブタイミングとの偏差を求
め、その差分に応じたＯＣＶ駆動電流を求め、ソレノイ
ド５３に供給する。そのソレノイド５３は、駆動電流に
応じたストロークに位置し、両側の油圧室２６，２７へ
のそれぞれの油圧を供給する。更に、カム角センサ８２
により、フィードバック制御を行い、目標バルブタイミ
ングになるように制御する。The step 110 described here corresponds to the lubricating oil pressure control means according to any one of claims 1 to 4. In step 107, since it is determined that the engine operating state is in the operating region other than the light load, the OCV 44 is drive-controlled to perform normal valve timing control. That is, the target valve timing according to the current operating condition is calculated, the deviation from the current valve timing is calculated, and the OCV drive current corresponding to the difference is calculated and supplied to the solenoid 53. The solenoid 53 is located at a stroke corresponding to the drive current and supplies the respective hydraulic pressures to the hydraulic chambers 26 and 27 on both sides. Further, the cam angle sensor 82
Thus, feedback control is performed to control the target valve timing.

【００５４】すると、第１の吐出ポート５５は供給ポー
ト５４及び共通ドレインポート５７に接続され、第２の
吐出ポート５６は供給ポート５４及び共通ドレインポー
ト５７に接続される。このとき、供給ポート５４から供
給される潤滑油は第２の吐出ポート５６より第１の吐出
ポート５５への方が多い。又、共通ドレインポート５７
に排出される潤滑油は第１の吐出ポート５５より第２の
吐出ポート５６からの方が多い。Then, the first discharge port 55 is connected to the supply port 54 and the common drain port 57, and the second discharge port 56 is connected to the supply port 54 and the common drain port 57. At this time, more lubricating oil is supplied from the supply port 54 to the first discharge port 55 than to the second discharge port 56. Also, the common drain port 57
More lubricating oil is discharged from the second discharge port 56 than from the first discharge port 55.

【００５５】従って、供給ポート５４からそれぞれ第１
及び第２のヘッド油路８，９に潤滑油が供給される。
又、第１のヘッド油路８から進角側油圧室２６に供給さ
れる潤滑油の供給量の方が、第２のヘッド油路９から遅
角側油圧室２７に供給される潤滑油の供給量よりも多
い。そのため、進角側油圧室２６内の油圧は遅角側油圧
室２７の油圧より高い。又、その油圧の差分をリングギ
ア２５のスラスト力と等しくしているため、リングギア
２５はその位置に停止する。Therefore, from the supply port 54, the first
Lubricating oil is supplied to the second head oil passages 8 and 9.
Further, the supply amount of the lubricating oil supplied from the first head oil passage 8 to the advance side hydraulic chamber 26 is larger than that of the lubricating oil supplied from the second head oil passage 9 to the retard side hydraulic chamber 27. More than supply. Therefore, the hydraulic pressure in the advance side hydraulic chamber 26 is higher than the hydraulic pressure in the retard side hydraulic chamber 27. Further, since the difference in hydraulic pressure is made equal to the thrust force of the ring gear 25, the ring gear 25 stops at that position.

【００５６】従来では、図４（ｄ）に示すように、リン
グギア２５を最遅角側に位置させるときは、ＯＣＶ４４
のソレノイド３５を消磁し、第１のヘッド油路８とドレ
イン４７との接続量を最大とし、第２のヘッド油路９と
供給ポート５４との接続量を最大とする。そのため、進
角側油圧室２６内の潤滑油は全て抜け落ちてしまい、進
角側油圧室２６内に空気が侵入してしまう。Conventionally, as shown in FIG. 4D, when the ring gear 25 is positioned on the most retarded side, the OCV 44
The solenoid 35 is demagnetized to maximize the amount of connection between the first head oil passage 8 and the drain 47 and maximize the amount of connection between the second head oil passage 9 and the supply port 54. Therefore, all the lubricating oil in the advance side hydraulic chamber 26 will fall out, and air will enter the advance side hydraulic chamber 26.

【００５７】しかし、本発明では、進角側油圧室２６に
も潤滑油を供給し、該進角側油圧室２６内に供給される
潤滑油により油圧を発生させることができる。そのた
め、進角側油圧室２６内に空気を侵入させないようにす
ることができる。従って、アイドリング状態からエンジ
ンＧＮの運転状態が変化し、進角側油圧室２６内に潤滑
油が供給されたとき、該進角側油圧室２６内に空気が侵
入していしないのでリングギア２５を進角側へ直ちに移
動させることができ、応答性を向上させることができ
る。この結果、プーリ本体１１とカムシャフト１との相
対角度を変化させ、バルブの開閉タイミングをスムーズ
に変化させることができる。However, in the present invention, the lubricating oil can be supplied also to the advance side hydraulic chamber 26, and the oil pressure can be generated by the lubricating oil supplied into the advance side hydraulic chamber 26. Therefore, it is possible to prevent air from entering the advance-side hydraulic chamber 26. Therefore, when the operating state of the engine GN changes from the idling state and the lubricating oil is supplied into the advance side hydraulic chamber 26, the air does not enter into the advance side hydraulic chamber 26, so that the ring gear 25 is operated. It can be immediately moved to the advance side, and the responsiveness can be improved. As a result, the relative angle between the pulley body 11 and the cam shaft 1 can be changed, and the opening / closing timing of the valve can be changed smoothly.

【００５８】又、デューティ比が６０％となっているの
で、スプール５２はデューティ６０％に対応した分だけ
既に移動している。そのため、デューティ比を６０％以
上とすれば直ちにリングギア２５を進角させることがで
きる。この結果、リングギア２５の応答性を向上させる
ことができる。Since the duty ratio is 60%, the spool 52 has already moved by the amount corresponding to the duty of 60%. Therefore, if the duty ratio is set to 60% or more, the ring gear 25 can be immediately advanced. As a result, the responsiveness of the ring gear 25 can be improved.

【００５９】本実施例では、リングギア２５が最遅角側
に配置された場合について説明した。この他に、リング
ギア２５が最進角側（リングギア２５がプーリ本体１１
に当接する位置）に配置されたとき、デューティ比を５
５％（デューティ比を５４％にするとすぐに遅角させる
ことができる）に対応した励磁電流によりソレノイド５
３を励磁すれば、リングギア２５を最進角側に配置した
状態に保持することができ、かつ、遅角側への制御応答
性も向上させることができる。又、ステップ１０２にお
いて、ＥＣＵ７１はレバーポジションセンサ８７からの
検出信号に基づいて図示しないオートマチックシフトレ
バーがパーキング又はニュートラル位置に配設されたと
判断すると、該ＥＣＵ７１はステップ１０４に移行し、
上記と同様の処理を行う。In this embodiment, the case where the ring gear 25 is arranged on the most retarded angle side has been described. In addition to this, the ring gear 25 is on the most advanced side (the ring gear 25 is the pulley main body 11
Position), the duty ratio is set to 5
The solenoid 5 is driven by the exciting current corresponding to 5% (it can be retarded immediately when the duty ratio is 54%).
When 3 is excited, the ring gear 25 can be held in the state of being arranged on the most advanced side, and the control response to the retard side can also be improved. If the ECU 71 determines in step 102 that the automatic shift lever (not shown) is arranged in the parking or neutral position based on the detection signal from the lever position sensor 87, the ECU 71 proceeds to step 104,
The same processing as above is performed.

【００６０】更に、レバーポジションセンサ８７からの
検出信号に基づいてオートマチックシフトレバーがドラ
イブレンジに切り換わらない限り、ＥＣＵ７１はエンジ
ンＧＮの運転状態が変化しても６０％となるデューティ
比を変化させない。そのため、シフトレバーがパーキン
グ又はニュートラル位置に配置された状態で、エンジン
ＧＮの回転数が変化してもリングギア２５は最遅角側に
配置された状態となる。従って、プーリ本体１１とカム
シャフト１との相対角度が変化しない。この結果、シフ
トレバーをドライブレンジに切り換えてもエンジンＧＮ
の回転数が不安定になったり、エンジンＧＮが停止した
りすることを確実に防止することができる。Further, unless the automatic shift lever is switched to the drive range based on the detection signal from the lever position sensor 87, the ECU 71 does not change the duty ratio of 60% even if the operating state of the engine GN changes. Therefore, even if the rotation speed of the engine GN changes while the shift lever is in the parking or neutral position, the ring gear 25 is in the most retarded position. Therefore, the relative angle between the pulley body 11 and the cam shaft 1 does not change. As a result, even if the shift lever is switched to the drive range, the engine GN
It is possible to reliably prevent the rotation speed of the engine from becoming unstable and the engine GN from stopping.

【００６１】本実施例においては、６０％となるデュー
ティ比に基づいた励磁電流によりＯＣＶ４４のソレノイ
ド５３を励磁するように構成した。このデューティ比に
限定されるものではなく、リングギア２５が進角側又は
遅角側のどちらにも移動しない５５％〜６０％の間でデ
ューティ比を設定するようにしてもよい。In this embodiment, the solenoid 53 of the OCV 44 is excited by the exciting current based on the duty ratio of 60%. The duty ratio is not limited to this, and the duty ratio may be set between 55% and 60% at which the ring gear 25 does not move to the advance side or the retard side.

【００６２】更に、２８％〜５４％となるデューティ比
に基づいた励磁電流によりＯＣＶ３３のソレノイド５３
を励磁するように構成してもよい。この場合、リングギ
ア２５をその位置で停止せず、スラスト力やカムの駆動
反力によりリングギア２５を進角側油圧室２６の終端に
確実に配置させることができる。又、進角側油圧室２６
にも潤滑油が供給されて油圧を発生させることができる
ので、進角側油圧室２６内に空気が侵入しないようにす
ることができる。この結果、進角側へリングギア２５を
移動させるときの応答性を向上させることができる。Further, the solenoid 53 of the OCV 33 is driven by the exciting current based on the duty ratio of 28% to 54%.
May be configured to be excited. In this case, the ring gear 25 can be reliably arranged at the end of the advance hydraulic chamber 26 by the thrust force or the driving reaction force of the cam without stopping the ring gear 25 at that position. In addition, the advance side hydraulic chamber 26
Also, since the lubricating oil is supplied to generate the hydraulic pressure, it is possible to prevent air from entering the advance side hydraulic chamber 26. As a result, the responsiveness when moving the ring gear 25 to the advance side can be improved.

【００６３】前記進角側油圧室２６及び遅角側油圧室２
７内にそれぞれ供給された潤滑油により油圧を発生させ
ることができ、かつ、リングギア２５が進角側に移動し
ないデューティ比の設定であればよい。従って、エンジ
ンＧＮの構成によっては機構の特性が変化するため、図
４（ａ）〜（ｃ）に示すような機構の特性を試験的に求
める。そして、進角側油圧室２６及び遅角側油圧室２７
内にそれぞれ供給された潤滑油により油圧を発生させる
ことができ、かつ、リングギア２５が進角側に移動しな
いデューティ比をその特性から求めて設定すればよい。The advance side hydraulic chamber 26 and the retard side hydraulic chamber 2
It suffices to set the duty ratio so that the oil pressure can be generated by the lubricating oil supplied to each of the seven and the ring gear 25 does not move to the advance side. Therefore, since the characteristic of the mechanism changes depending on the configuration of the engine GN, the characteristic of the mechanism as shown in FIGS. 4A to 4C is experimentally obtained. Then, the advance side hydraulic chamber 26 and the retard side hydraulic chamber 27
The hydraulic pressure can be generated by the lubricating oil respectively supplied therein, and the duty ratio at which the ring gear 25 does not move to the advance side may be obtained and set from its characteristics.

【００６４】更に、エンジンＧＮのアイドリング状態又
はオートマチックシフトレバーのパーキング、ニュート
ラル位置のいずれかが検出された場合、リングギア２５
を最遅角となるように制御する。リングギア２５が予め
定められた位置まで移動された後はデューティ比を５４
％程度とする。そして、リングギア２５のスラスト力や
カムの駆動反力により徐々に最遅角側へリングギア２５
を移動させるように構成することも可能である。Furthermore, when either the idling state of the engine GN, the parking of the automatic shift lever, or the neutral position is detected, the ring gear 25
Is controlled to be the most retarded angle. After the ring gear 25 has been moved to the predetermined position, the duty ratio is set to 54
%. Then, due to the thrust force of the ring gear 25 and the driving reaction force of the cam, the ring gear 25 gradually moves toward the most retarded angle side.
Can also be configured to move.

【００６５】本実施例においては、アイドリング状態又
はシフトレバーの位置のいずれかに基づいてリングギア
２５を遅角側に移動させた後、デューティ比を固定し
た。この他に、アイドリング状態のみに基づいてリング
ギア２５を遅角側に移動させた後、デューティ比を固定
したり、シフトレバーの位置にのみ基づいてリングギア
２５を遅角側に移動させた後、デューティ比を固定した
りすることも可能である。In this embodiment, the duty ratio is fixed after the ring gear 25 is moved to the retard side based on either the idling state or the position of the shift lever. In addition, after the ring gear 25 is moved to the retard side only based on the idling state, the duty ratio is fixed, or the ring gear 25 is moved to the retard side only based on the position of the shift lever. It is also possible to fix the duty ratio.

【００６６】前述の実施例では、軽負荷状態判断手段と
して、アイドルスイッチや回転数等を用いたが、その他
にも、スロットル全閉スイッチ、燃料噴射量、吸入空気
量等を用いることも可能である。In the above-described embodiment, the idle switch, the rotation speed, etc. are used as the light load condition determining means, but in addition to this, the throttle fully-closed switch, the fuel injection amount, the intake air amount, etc. can be used. is there.

【００６７】更に、エンジンが軽負荷のときのリングギ
アの位置が、上述のような、リングギア２５へのヘリカ
ルスプラインの回転により生じるスラスト力の方向の端
部に位置するように設定されたエンジンＧＮの場合に
は、軽負荷状態では、エンジン回転数が低い、つまり潤
滑油圧も低い運転状態が多いため、油圧室２６，２７内
の油圧がスラスト力に打ち勝つための油圧に上昇するま
での時間がさらにかかり、応答性はさらに悪化するとい
う問題があるが、上記実施例では、そのような問題も解
決される。Further, the position of the ring gear when the engine is lightly loaded is set so as to be located at the end portion in the direction of the thrust force generated by the rotation of the helical spline to the ring gear 25 as described above. In the case of GN, in a light load state, the engine speed is low, that is, the lubricating oil pressure is also low in many operating states. Therefore, the time until the oil pressure in the oil pressure chambers 26 and 27 rises to the oil pressure for overcoming the thrust force. However, in the above-described embodiment, such a problem can be solved.

【００６８】[0068]

【発明の効果】以上詳述したように、請求項１記載の発
明によれば、潤滑油の供給が制御上不要な油圧室にも潤
滑油が供給されて空気の侵入が防止されるので、リング
ギアの応答性を向上させることができる。As described above in detail, according to the first aspect of the invention, the lubricating oil is supplied to the hydraulic chamber where the supply of the lubricating oil is unnecessary for the control, and the invasion of air is prevented. The responsiveness of the ring gear can be improved.

【００６９】請求項２記載の発明によれば、潤滑油の供
給が制御上不要な油圧室に供給される潤滑油の油圧によ
りリングギアが動作しないので、リングギアの移動によ
りプーリとカムシャフトとの相対位置を適切な位置にす
ることができる。According to the second aspect of the invention, since the ring gear does not operate due to the oil pressure of the lubricating oil supplied to the hydraulic chamber where the supply of lubricating oil is unnecessary for control, the movement of the ring gear causes the pulley and the cam shaft to move. The relative position of can be an appropriate position.

【００７０】請求項３記載の発明によれば、エンジンの
特定運転状態においては、リングギアが徐々に目標バル
ブタイミングであるスラスト力の方向に移動するもの
の、両側の油圧の差圧が維持される。この結果、運転状
態が変化しても、すぐに、油圧室の油圧を上昇させるこ
とができるので、制御の応答性を向上させることができ
る。According to the third aspect of the present invention, in a specific operating state of the engine, the ring gear gradually moves in the direction of the thrust force which is the target valve timing, but the differential pressure between the hydraulic pressures on both sides is maintained. . As a result, even if the operating state changes, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber can be immediately increased, so that the control response can be improved.

【００７１】請求項４記載の発明によれば、エンジンの
特定運転状態では、リングギアは、目標のバルブタイミ
ングとなる位置近傍まで移動した後、リングギア両側の
油圧の差圧により、徐々にスラスト力の方向に移動す
る。そのため、特定運転状態に応じたバルブタイミング
に移動した後に油圧が維持され、特定運転状態に応じた
バルブタイミングへの応答速度も向上させることがで
き、その後の運転状態の変化への応答速度も向上させる
ことができる。According to the fourth aspect of the present invention, in a specific operating condition of the engine, the ring gear moves to a position near the target valve timing and then gradually thrusts due to the difference in hydraulic pressure between both sides of the ring gear. Move in the direction of force. Therefore, the hydraulic pressure is maintained after moving to the valve timing according to the specific operating state, the response speed to the valve timing according to the specific operating state can be improved, and the response speed to the subsequent change in the operating state is also improved. Can be made.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】本発明に係るバルブタイミング制御装置を示
し、ＯＣＶの制御によりリングギアを最遅角側に配置し
た状態を示す概略構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a valve timing control device according to the present invention and showing a state in which a ring gear is arranged on a most retarded angle side by control of OCV.

【図２】ＯＣＶの制御によりリングギアを最進角側に配
置した状態を示す概略構成図である。FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing a state in which a ring gear is arranged on a most advanced angle side by control of OCV.

【図３】リングギアを最遅角側に配置した状態を保持す
るようにＯＣＶを制御した状態を示す概略構成図であ
る。FIG. 3 is a schematic configuration diagram showing a state in which the OCV is controlled so as to maintain the state in which the ring gear is arranged on the most retarded side.

【図４】（ａ）はデューティ比に対するスプール移動量
の特性図であり、（ｂ）はデューティ比に対する進角側
及び遅角側油圧室の特性図であり、（ｃ）はデューティ
比に対するリングギアの移動方向を示す特性図であり、
（ｄ）は従来の最遅角制御及び本発明の最遅角制御を示
す説明図である。FIG. 4A is a characteristic diagram of the spool movement amount with respect to the duty ratio, FIG. 4B is a characteristic diagram of the advance side and retard side hydraulic chambers with respect to the duty ratio, and FIG. 4C is a ring with respect to the duty ratio. It is a characteristic diagram showing the moving direction of the gear,
(D) is explanatory drawing which shows the conventional most retarded angle control and the most retarded angle control of this invention.

【図５】リングギアを位置制御することを示すフローチ
ャート図である。FIG. 5 is a flow chart showing the position control of the ring gear.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１…カムシャフト、１０…プーリとしてのタイミングプ
ーリ、２５…リングギア、２６…進角側油圧室、２７…
遅角側油圧室、４１…油圧発生手段を構成するオイルポ
ンプ、４４…潤滑油圧調圧手段としてのＯＣＶ、７１…
タイミング制御手段、潤滑油圧制御手段及び偏差判定手
段としてのＥＣＵ、８１…運転状態検出手段としての回
転数センサ、８２…運転状態検出手段及び実バルブタイ
ミング検出手段としてのカム角センサ、８３…運転状態
検出手段及び実バルブタイミング検出手段としてのクラ
ンク角センサ、８４…運転状態検出手段としてのスロッ
トルセンサ、８５…運転状態検出手段としての水温セン
サ、８６…運転状態検出手段としてのエアフロメータ、
８７…運転状態検出手段及びレバー位置検出手段として
のレバーポジションセンサ、ＧＮ…エンジンDESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Camshaft, 10 ... Timing pulley as a pulley, 25 ... Ring gear, 26 ... Advance side hydraulic chamber, 27 ...
The retard angle side hydraulic chamber, 41 ... an oil pump constituting a hydraulic pressure generating means, 44 ... an OCV as a lubricating hydraulic pressure adjusting means, 71 ...
ECU as timing control means, lubricating oil pressure control means and deviation determination means, 81 ... Revolution speed sensor as operating state detecting means, 82 ... Cam angle sensor as operating state detecting means and actual valve timing detecting means, 83 ... Operating state Crank angle sensor as detecting means and actual valve timing detecting means, 84 ... Throttle sensor as operating state detecting means, 85 ... Water temperature sensor as operating state detecting means, 86 ... Air flow meter as operating state detecting means,
87 ... Lever position sensor as operating state detecting means and lever position detecting means, GN ... Engine

Claims (4)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 内外周面にスプラインを形成し、その少
なくとも一方がヘリカルスプラインであるリングギアを
プーリとカムシャフトとの間に配設し、前記リングギア
によりプーリとカムシャフトとを連結するとともに、前
記リングギアによりプーリ内に進角側及び遅角側油圧室
を形成し、エンジンの運転状態に応じて油圧発生手段か
らの潤滑油の油圧を調圧して進角側及び遅角側油圧室へ
供給すする潤滑油圧調圧手段を有し、エンジンの運転状
態を検出する運転状態検出手段からの検出信号に基づい
てタイミング制御手段が潤滑油圧調圧手段を制御して潤
滑油を進角側又は遅角側油圧室に供給し、その供給され
た潤滑油の油圧によりリングギアをカムシャフトの軸方
向に移動させ、プーリとカムシャフトとの相対位置を変
化させてバルブの開閉時期を制御するバルブタイミング
制御装置において、 前記エンジンの運転状態によりタイミング制御手段の制
御にて潤滑油圧調圧手段からの潤滑油を進角側又は遅角
側油圧室へ供給し、リングギアが進角側又は遅角側油圧
室の終端に配置されたとき、潤滑油の供給が制御上不必
要な進角側又は遅角室油圧側へ潤滑油を供給してその油
圧室内に空気が侵入しないようにする潤滑油圧制御手段
とを備えたことを特徴とするバルブタイミング制御装
置。1. A spline is formed on the inner and outer peripheral surfaces, and a ring gear, at least one of which is a helical spline, is arranged between a pulley and a camshaft, and the ring gear connects the pulley and the camshaft. Advance and retard hydraulic chambers are formed in the pulley by the ring gear, and the advancing and retard hydraulic chambers are adjusted by adjusting the oil pressure of the lubricating oil from the oil pressure generating means in accordance with the operating state of the engine. The lubricating oil pressure adjusting means for supplying the lubricating oil to the advancing side by the timing control means controlling the lubricating oil pressure adjusting means based on the detection signal from the operating condition detecting means for detecting the operating condition of the engine. Alternatively, the oil is supplied to the retard angle side hydraulic chamber, and the supplied hydraulic pressure of the lubricating oil moves the ring gear in the axial direction of the camshaft to change the relative position between the pulley and the camshaft to open the valve. In the valve timing control device for controlling the closing timing, the lubricating oil from the lubricating hydraulic pressure adjusting means is supplied to the advancing side or retarding side hydraulic chamber by the control of the timing control means according to the operating state of the engine, and the ring gear When it is placed at the end of the advance side or retard side hydraulic chamber, the supply of lubricating oil is unnecessary for control, and the lubricating oil is supplied to the advance side or retard side hydraulic pressure side and air enters the hydraulic chamber. A valve timing control device, comprising: a lubrication hydraulic pressure control means for not performing the above. 【請求項２】 請求項１記載のバルブタイミング制御装
置において、タイミング制御手段によりリングギアが終
端に配置されたとき、潤滑油圧制御手段からリングギア
の位置する終端側の油圧室に供給される潤滑油の油圧は
リングギアをカムシャフトの軸方向へ移動させない程度
の油圧であることを特徴とするバルブタイミング制御装
置。2. The valve timing control device according to claim 1, wherein when the ring gear is arranged at the terminal end by the timing control means, the lubrication hydraulic pressure control means supplies the lubricating oil to the hydraulic chamber on the terminal side where the ring gear is located. A valve timing control device characterized in that the hydraulic pressure of the oil is such that the ring gear does not move in the axial direction of the camshaft. 【請求項３】 内外周面にスプラインを形成し、その少
なくとも一方がヘリカルスプラインであるリングギアを
プーリとカムシャフトとの間に配設し、前記リングギア
によりプーリとカムシャフトとを連結するとともに、前
記リングギアによりプーリ内に進角側及び遅角側油圧室
を形成し、エンジンの運転状態に応じて油圧発生手段か
らの潤滑油の油圧を調圧して進角側及び遅角側油圧室へ
供給すする潤滑油圧調圧手段を有し、エンジンの運転状
態を検出する運転状態検出手段からの検出信号に基づい
てタイミング制御手段が潤滑油圧調圧手段を制御して潤
滑油を進角側又は遅角側油圧室に供給し、その供給され
た潤滑油の油圧によりリングギアをカムシャフトの軸方
向に移動させ、プーリとカムシャフトとの相対位置を変
化させてバルブの開閉時期を制御するバルブタイミング
制御装置において、 前記運転状態検出手段からの検出信号に基づいて、その
運転状態に応じた目標バルブタイミングとするためのリ
ングギアの位置が、リングギアのヘリカルスプラインの
回転により発生するスラスト力の方向のリングギア行程
端である特定運転状態を検出する特定運転状態検出手段
と、 前記特定運転状態検出手段からの信号に基づいて、前記
両油圧室の差圧が前記スラスト力に抗する方向で、前記
スラスト力以下となるようにそれぞれの油圧室に潤滑油
を供給するように前記潤滑油圧調圧手段を制御する潤滑
油圧制御手段とを備えたことを特徴とするバルブタイミ
ング制御装置。3. A spline is formed on the inner and outer peripheral surfaces, and a ring gear, at least one of which is a helical spline, is arranged between the pulley and the cam shaft, and the pulley and the cam shaft are connected by the ring gear. Advance and retard hydraulic chambers are formed in the pulley by the ring gear, and the advancing and retard hydraulic chambers are adjusted by adjusting the oil pressure of the lubricating oil from the oil pressure generating means in accordance with the operating state of the engine. The lubricating oil pressure adjusting means for supplying the lubricating oil to the advancing side by the timing control means controlling the lubricating oil pressure adjusting means based on the detection signal from the operating condition detecting means for detecting the operating condition of the engine. Alternatively, the oil is supplied to the retard angle side hydraulic chamber, and the supplied hydraulic pressure of the lubricating oil moves the ring gear in the axial direction of the camshaft to change the relative position between the pulley and the camshaft to open the valve. In the valve timing control device for controlling the closing timing, based on the detection signal from the operating state detecting means, the position of the ring gear for achieving the target valve timing according to the operating state is the rotation of the helical spline of the ring gear. Based on a signal from the specific operating state detecting means for detecting a specific operating state which is the end of the ring gear stroke in the direction of the thrust force generated by the thrust force, the differential pressure between the two hydraulic chambers is the thrust. A valve provided with a lubricating oil pressure control means for controlling the lubricating oil pressure adjusting means so as to supply the lubricating oil to the respective hydraulic chambers so that the thrust force becomes equal to or less than the thrust force in a direction against the force. Timing control device. 【請求項４】 内外周面にスプラインを形成し、その少
なくとも一方がヘリカルスプラインであるリングギアを
プーリとカムシャフトとの間に配設し、前記リングギア
によりプーリとカムシャフトとを連結するとともに、前
記リングギアによりプーリ内に進角側及び遅角側油圧室
を形成し、エンジンの運転状態に応じた目標バルブタイ
ミングとなるように前記リングギアの位置を変化させる
べく油圧発生手段からの潤滑油の油圧を調圧して進角側
及び遅角側油圧室へ供給する潤滑油圧調圧手段を有し、
前記リングギアの位置によりプーリとカムシャフトの相
対回転位置を変化させてバルブの開閉時期を制御するバ
ルブタイミング制御装置において、 前記運転状態検出手段からの検出信号に基づいて、その
運転状態に応じた目標バルブタイミングとするためのリ
ングギアの位置が、リングギアのヘリカルスプラインの
回転により発生するスラスト力の方向のリングギア行程
端である特定運転状態を検出する特定運転状態検出手段
と、 実際のバルブタイミングを検出する実バルブタイミング
検出手段と、 エンジンの運転状態に応じた目標バルブタイミングと、
前記実バルブタイミング検出手段により求められる実際
のバルブタイミングとの偏差が所定値以上か否かを判定
する偏差判定手段と、 前記特定運転状態検出手段により、エンジンが特定運転
状態であることが判断されるとともに、前記偏差判定手
段により、目標バルブタイミングと実バルブタイミング
との偏差が所定値以下であることが判断された時に、前
記両油圧室の差圧が、前記スラスト力に抗する方向で、
前記スラスト力以下となるようにそれぞれの油圧室に潤
滑油を供給するように前記潤滑油圧調圧手段を制御する
潤滑油圧制御手段とを備えたことを特徴とするバルブタ
イミング制御装置。4. A spline is formed on the inner and outer peripheral surfaces, and a ring gear, at least one of which is a helical spline, is disposed between a pulley and a cam shaft, and the ring gear connects the pulley and the cam shaft. Lubrication from the hydraulic pressure generating means to change the position of the ring gear so that the advance and retard hydraulic chambers are formed in the pulley by the ring gear and the target valve timing is adjusted according to the operating state of the engine. It has a lubricating oil pressure adjusting means for adjusting the oil pressure of the oil and supplying it to the advance side and retard side hydraulic chambers,
In a valve timing control device that controls the opening / closing timing of a valve by changing the relative rotational position of a pulley and a cam shaft according to the position of the ring gear, the valve timing control device is configured to respond to the operating state based on a detection signal from the operating state detecting means. The position of the ring gear for the target valve timing is the end of the ring gear stroke in the direction of the thrust force generated by the rotation of the helical spline of the ring gear. An actual valve timing detection means for detecting the timing, a target valve timing according to the operating state of the engine,
Deviation determining means for determining whether the deviation from the actual valve timing obtained by the actual valve timing detecting means is a predetermined value or more, and the specific operating state detecting means determines that the engine is in a specific operating state. In addition, when the deviation determining means determines that the deviation between the target valve timing and the actual valve timing is less than or equal to a predetermined value, the differential pressure between the two hydraulic chambers is in a direction that resists the thrust force.
A valve timing control device, comprising: a lubricating oil pressure control unit that controls the lubricating oil pressure adjusting unit so as to supply the lubricating oil to the respective hydraulic chambers so as to be equal to or less than the thrust force.