JP2014159758A - Hydraulic control device of engine - Google Patents

Hydraulic control device of engine Download PDF

Info

Publication number
JP2014159758A
JP2014159758A JP2013030139A JP2013030139A JP2014159758A JP 2014159758 A JP2014159758 A JP 2014159758A JP 2013030139 A JP2013030139 A JP 2013030139A JP 2013030139 A JP2013030139 A JP 2013030139A JP 2014159758 A JP2014159758 A JP 2014159758A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
engine
turbo
oil
time constant
hydraulic pressure
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
JP2013030139A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP5989569B2 (en
Inventor
Shinichiro Ito
慎一郎 伊藤
Masayuki Tanada
雅之 棚田
Noboru Takagi
登 高木
Yuki Nishida
裕基 西田
Hisashi Ono
壽 小野
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Aisin Corp
Original Assignee
Aisin Seiki Co Ltd
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Aisin Seiki Co Ltd, Toyota Motor Corp filed Critical Aisin Seiki Co Ltd
Priority to JP2013030139A priority Critical patent/JP5989569B2/en
Publication of JP2014159758A publication Critical patent/JP2014159758A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP5989569B2 publication Critical patent/JP5989569B2/en
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Landscapes

  • Supercharger (AREA)
  • Lubrication Of Internal Combustion Engines (AREA)

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To improve fuel consumption by reducing a drive load of an oil pump as little as possible with reliability of a turbocharger fully secured.SOLUTION: A hydraulic pressure of an engine is controlled to supply oil required in a turbocharger according to at least a revolution speed Nt of the turbocharger (steps ST5, ST6). For example, as a turbo revolution speed Nt estimated from an operation state of the engine is higher, a target value of a discharge pressure P of an oil pump (target oil pressure Pt) is set higher to correspond to the turbo revolution speed Nt (step ST25).

Description

本発明はエンジンの油圧制御装置に関し、特にターボ過給機を備えたエンジンの油圧の制御に関連する。   The present invention relates to an engine hydraulic control device, and more particularly to control of hydraulic pressure of an engine equipped with a turbocharger.

従来より一般に、エンジンのクランクジャーナルやピストンなどに潤滑油を供給するためのオイル供給系統には、油圧の過度の上昇を抑制するためにリリーフバルブが配設されている。また、例えば特許文献１に記載のエンジンでは、前記のリリーフバルブとは別のバルブ（切替弁）を冷間始動時に開いて、比較的低い油圧でオイルをリリーフさせることにより、オイルポンプの駆動負荷を軽減して始動性を高めるようにしている。   In general, a relief valve is provided in an oil supply system for supplying lubricating oil to an engine crank journal, a piston, and the like in order to suppress an excessive increase in hydraulic pressure. For example, in the engine disclosed in Patent Document 1, a valve (switching valve) different from the relief valve is opened at the time of cold start, and the oil is relieved at a relatively low hydraulic pressure, thereby driving the oil pump drive load. To improve the startability.

ところで、近年では車両に一層の燃費低減が求められており、エンジンにおいても各部の機械損失を低減するのみならず、オイルポンプなどの補機の駆動負荷を軽減しようとする試みがある。この点について前記の文献には、エンジンの運転状態、具体的には回転数および負荷に応じて、前記オイル供給系統のバルブを開閉させて、「潤滑に必要となる必要油量を確保できる必要油圧の範囲内で」できるだけ低い油圧に制御することが開示されている。   By the way, in recent years, there has been a demand for further reduction in fuel consumption of vehicles, and there is an attempt to reduce not only the mechanical loss of each part of the engine but also the driving load of auxiliary equipment such as an oil pump. In this regard, the above-mentioned document states that the valve of the oil supply system is opened / closed according to the operating state of the engine, specifically, the rotational speed and the load, and “the amount of oil necessary for lubrication needs to be secured. It is disclosed to control the hydraulic pressure as low as possible within the range of the hydraulic pressure.

特開２００７−１０７４８５号公報JP 2007-107485 A

ところで、ターボ過給機を有するエンジンのオイル供給系統では、クランクジャーナルなどの他にターボ過給機にもオイルを供給することになるが、ターボ過給機の動作状態とエンジンの運転状態との間には時間的なズレがあるので、前記従来例のようにエンジンの回転数や負荷のみを考慮して、できるだけ低い油圧に制御すると、ターボ過給機の潤滑や冷却に必要なオイルを供給できないことがある。   By the way, in an oil supply system of an engine having a turbocharger, oil is supplied to a turbocharger in addition to a crank journal and the like. Since there is a time gap between them, if the oil pressure is controlled as low as possible considering only the engine speed and load as in the previous example, the oil required for lubricating and cooling the turbocharger is supplied. There are things that cannot be done.

すなわち、例えば高負荷での運転後にエンジンの回転数や負荷が低くなっても、ターボ過給機は暫くの間、或る程度の油量および油圧を必要とするが、このときに前記従来例のようにエンジンの回転数や負荷の低下に応じて油圧を低下させてしまうと、ターボ過給機に供給されるオイルの油量や油圧が不足して、軸受けなどにダメージを与える虞がある。   That is, for example, even if the engine speed or load decreases after operation at a high load, the turbocharger requires a certain amount of oil and hydraulic pressure for a while. If the hydraulic pressure is reduced in accordance with the engine speed or load drop, the amount of oil supplied to the turbocharger and the hydraulic pressure are insufficient, which may damage the bearings. .

かかる点を考慮して本発明の目的は、エンジンのターボ過給機の信頼性を十分に担保しながら、オイルポンプの駆動負荷はできるだけ軽減して、燃費の改善を図ることにある。   In view of this point, an object of the present invention is to improve the fuel consumption by reducing the driving load of the oil pump as much as possible while sufficiently ensuring the reliability of the turbocharger of the engine.

前記の目的を達成するために本発明は、少なくともターボ過給機の回転数に応じて、該ターボ過給機に必要なオイル供給を行い得るように、エンジンの油圧を制御するようにしている。すなわち、本発明は、ターボ過給機を備えたエンジンの油圧制御装置を対象として、該ターボ過給機の回転数（以下、ターボ回転数という）を検出または推定して、このターボ回転数が高いほど高圧側の値になるようにエンジンの油圧の制御目標値を設定するものである。   In order to achieve the above object, according to the present invention, the hydraulic pressure of the engine is controlled so that the oil supply required for the turbocharger can be supplied at least according to the rotational speed of the turbocharger. . That is, the present invention is directed to a hydraulic control device for an engine equipped with a turbocharger, and detects or estimates the rotational speed of the turbocharger (hereinafter referred to as turbo rotational speed). The control target value of the engine oil pressure is set so that the higher the value, the higher the value on the high pressure side.

前記の発明特定事項により、エンジンの運転中には基本的に、検出または推定されるターボ回転数に対応するように油圧が制御される。すなわち、ターボ回転数が低いときには、これに応じて油圧が低くされるので、オイルポンプの駆動負荷が小さくなって、燃費の低減が図られる。一方、ターボ回転数が高くなれば、これに応じて油圧も高くされるので、ターボ過給機には潤滑や冷却に十分なオイル供給を行うことができ、軸受けなどへのダメージを抑止できる。   According to the above-mentioned invention specific matter, the hydraulic pressure is basically controlled so as to correspond to the detected or estimated turbo rotational speed during the operation of the engine. That is, when the turbo rotation speed is low, the hydraulic pressure is lowered accordingly, so that the driving load of the oil pump is reduced and fuel consumption is reduced. On the other hand, if the turbo rotational speed increases, the hydraulic pressure increases accordingly, so that the turbocharger can be supplied with sufficient oil for lubrication and cooling, and damage to the bearings can be suppressed.

そのように燃費の低減とターボ過給機の信頼性とを両立するために、ターボ回転数は専用の回転数センサによって検出するようにしてもよいが、そのためのコストアップや回転数センサの配置スペースなども考慮すれば、例えばエンジンの運転状態からターボ回転数を推定し、これに応じて油圧の制御目標値を設定するのが好ましい。   In order to achieve both the reduction in fuel consumption and the reliability of the turbocharger, the turbo rotation speed may be detected by a dedicated rotation speed sensor. Considering space and the like, for example, it is preferable to estimate the turbo rotational speed from the operating state of the engine and set the control target value of the hydraulic pressure accordingly.

この場合に前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態に基づいて推定されるターボ回転数に対応するように油圧の制御目標値を設定するだけでなく、エンジンの運転状態の変化に対するターボ回転数の変化およびターボ過給機の温度変化の少なくとも一方の応答遅れを表す時定数を算出し、この時定数を用いて前記油圧の制御目標値を補正するものとしてもよい。   In this case, the target hydraulic pressure setting unit not only sets the control target value of the hydraulic pressure so as to correspond to the turbo rotational speed estimated based on the operating state of the engine, but also sets the turbo rotational speed with respect to a change in the operating state of the engine. It is also possible to calculate a time constant representing a response delay of at least one of the change in temperature and the temperature change of the turbocharger, and correct the control target value of the hydraulic pressure using this time constant.

すなわち、エンジンの運転状態があまり変化しないときには、ターボ回転数もあまり変化しないので、これをエンジンの運転状態に基づいて概ね正確に推定することができるが、エンジンの運転状態が或る程度以上、急に変化する過渡時には、その運転状態の変化に対してターボ回転数の変化が遅れることから、これを正確に推定することが難しくなり、実際のターボ回転数に見合う好適な油圧の制御目標値を設定することも難しくなる。   That is, when the operating state of the engine does not change so much, the turbo speed also does not change so much, so this can be estimated almost accurately based on the operating state of the engine. In the case of a sudden change, the change in the turbo speed is delayed with respect to the change in the operating state, making it difficult to accurately estimate this, and a suitable hydraulic control target value that matches the actual turbo speed It becomes difficult to set.

また、前記のような過渡時には、エンジンの運転状態の変化に対してターボ過給機の温度状態の変化も遅れることになるので、この温度状態に見合う好適な油圧の制御目標値を設定することも難しくなる。   In addition, during a transition as described above, the change in the temperature state of the turbocharger is also delayed with respect to the change in the operating state of the engine. Therefore, it is necessary to set a suitable hydraulic pressure control target value that matches this temperature state. It becomes difficult.

そこで、このような過渡時にはエンジンの運転状態に基づいて設定した油圧の制御目標値を、ターボ過給機の回転数や温度状態の変化の応答遅れを表す時定数を用いて補正することで、ターボ過給機の実際の回転数や温度状態に見合う好適な油圧の制御目標値を設定するのである。なお、ターボ時定数は予め実験・シミュレーションなどによって適合した値を用いればよく、エンジンの運転状態に応じて変更することもできる。   Therefore, by correcting the hydraulic control target value set based on the operating state of the engine during such a transition, using a time constant representing a response delay in the change in the rotational speed and temperature state of the turbocharger, A suitable hydraulic control target value is set in accordance with the actual rotational speed and temperature state of the turbocharger. It should be noted that the turbo time constant may be a value adapted in advance through experiments and simulations, and can be changed according to the operating state of the engine.

具体的には目標油圧設定部は、エンジンの運転状態の変化に対するターボ回転数の変化の応答遅れを表すターボ回転時定数を算出し、このターボ回転時定数を用いて油圧の制御目標値を補正する構成とすればよい。こうすれば、エンジンの運転状態が所定以上、急に変化する過渡時においても、ターボ回転数の変化の遅れ分をターボ回転時定数を用いて補償して、実際のターボ回転数に対応する適切な油圧を制御目標値として設定することができる。   Specifically, the target hydraulic pressure setting unit calculates a turbo rotation time constant that represents a response delay of the change in the turbo rotation speed with respect to a change in the engine operating state, and corrects the control target value of the hydraulic pressure using the turbo rotation time constant. What is necessary is just to be the structure to do. In this way, even when the engine operating state is more than a predetermined value and changes rapidly, the delay of the change in the turbo speed is compensated using the turbo speed time constant, so that an appropriate response to the actual turbo speed is achieved. Can be set as a control target value.

例えばターボ回転時定数は、少なくともエンジンの吸気量に基づいて算出するのが好ましい。すなわち、吸気量の多いときはターボ過給機に流入する排気の量も多くなるので、エンジンの運転状態の変化に対するターボ回転数の変化の応答遅れは比較的小さくなる。よって、この場合はターボ回転時定数は、比較的小さな値とすればよい。反対に吸気量の少ないときは、ターボ回転数の変化の応答遅れは比較的大きくなるので、この場合はターボ回転時定数を比較的大きな値とすればよい。   For example, the turbo rotation time constant is preferably calculated based on at least the intake air amount of the engine. That is, when the intake air amount is large, the amount of exhaust gas flowing into the turbocharger also increases, so that the response delay of the change in the turbo speed with respect to the change in the engine operating state becomes relatively small. Therefore, in this case, the turbo rotation time constant may be a relatively small value. On the contrary, when the intake air amount is small, the response delay of the change in the turbo rotation speed becomes relatively large. In this case, the turbo rotation time constant may be set to a relatively large value.

また、ターボ回転時定数は、エンジン回転数の上昇する加速の過渡時には、エンジン回転数の低下する減速の過渡時に比べて小さな値に算出するのが好ましい。こうすると、加速の過渡時にはターボ回転時定数が小さめの値になって、ターボ回転数が高めに推定される一方、減速の過渡時にはターボ回転時定数が大きめの値になって、ターボ回転数が高めに推定される。よって、油圧の制御目標値を高めに設定し、オイルの供給不足をより確実に防止することができる。   The turbo rotation time constant is preferably calculated to a smaller value at the time of acceleration transient when the engine speed increases than at the time of deceleration transient at which the engine speed decreases. In this way, the turbo rotation time constant becomes a smaller value during acceleration transition and the turbo rotation speed is estimated to be higher, while the turbo rotation time constant becomes larger during deceleration transition and the turbo rotation speed becomes Estimated higher. Accordingly, the control target value of the hydraulic pressure can be set higher to prevent the oil supply shortage more reliably.

また、ターボ過給機の温度状態に着目すれば、前記目標油圧設定部により、エンジンの運転状態の変化に対するターボ過給機の温度変化の応答遅れを表すターボ温度時定数を算出し、例えばエンジンの過渡運転状態において油圧の制御目標値を、ターボ温度時定数を用いて補正するようにしてもよい。   If attention is paid to the temperature state of the turbocharger, the target hydraulic pressure setting unit calculates a turbo temperature time constant representing a response delay of the temperature change of the turbocharger with respect to the change of the engine operating state. In the transient operation state, the hydraulic control target value may be corrected using the turbo temperature time constant.

こうすれば、例えば減速の過渡時にエンジンの運転状態の変化に対してターボ過給機の温度状態の変化が遅れることに対応して、その遅れ分をターボ温度時定数を用いて補償することができる。つまり、減速の過渡時における油圧の制御目標値を、ターボ過給機の軸受けなどの実際の温度状態に対応する適切なものとして、軸受けなどへのダメージを抑止することができる。   In this way, for example, in response to a delay in the change in the temperature state of the turbocharger with respect to a change in the engine operating state during a deceleration transition, the delay can be compensated using the turbo temperature time constant. it can. That is, it is possible to suppress damage to the bearing or the like by setting the control target value of the hydraulic pressure during the transition of deceleration to an appropriate value corresponding to an actual temperature state such as the bearing of the turbocharger.

具体的には、ターボ過給機のタービンシャフトのラジアル軸受けおよびスラスト軸受けのダメージを考慮し、これらの軸受けの熱容量による温度変化の応答遅れに着目して、前記目標油圧設定部は、前記ラジアル軸受けおよびスラスト軸受けのいずれか一方について、その温度変化の応答遅れを表すようにターボ温度時定数を算出する構成としてもよい。   Specifically, considering the damage of the radial bearing and the thrust bearing of the turbine shaft of the turbocharger and paying attention to the response delay of the temperature change due to the heat capacity of these bearings, the target hydraulic pressure setting unit For either one of the thrust bearings and the thrust bearing, a turbo temperature time constant may be calculated so as to represent a response delay of the temperature change.

その際、二つの軸受けのうち熱容量の小さな方の温度変化の応答遅れが比較的小さくなり、反対に熱容量の大きい方の温度変化の応答遅れが比較的大きくなることを考慮して、エンジン回転数の上昇する加速の過渡時には、熱容量の小さな方の軸受けについてターボ温度時定数を算出する一方、エンジン回転数の低下する減速の過渡時には、熱容量の大きな方の軸受けについてターボ温度時定数を算出すればよい。   At this time, considering that the response delay of the temperature change with the smaller heat capacity of the two bearings becomes relatively small, and the response delay of the temperature change with the larger heat capacity becomes relatively large, the engine speed When the acceleration is increasing, the turbo temperature time constant is calculated for the bearing with the smaller heat capacity. On the other hand, when the engine speed is decreasing, the turbo temperature time constant is calculated for the bearing with the larger heat capacity. Good.

こうして算出したターボ温度時定数を用いて油圧の制御目標値を補正すれば、加速の過渡時には、ラジアル軸受けおよびスラスト軸受けのうち、温度の早く上昇する方の軸受けの温度に基づいて、油圧の制御目標値が高めに設定されるようになる。一方、減速の過渡時には温度が低下し難い方の軸受けの温度に基づいて、油圧の制御目標値がやはり高めに設定されるようになる。よって、オイルの供給不足をより確実に防止することができる。   If the hydraulic control target value is corrected using the turbo temperature time constant calculated in this way, during acceleration transients, the hydraulic pressure control is performed based on the temperature of the faster bearing of the radial bearing and the thrust bearing. The target value is set higher. On the other hand, the control target value of the hydraulic pressure is set to a higher value based on the temperature of the bearing whose temperature is less likely to decrease during the deceleration transition. Therefore, insufficient supply of oil can be prevented more reliably.

ところで、前記の如くターボ回転時定数やターボ温度時定数を用いて油圧の制御目標値を補正する場合には、それぞれの補正に重み付けをすることも考えられるが、ターボ過給機へのオイルの供給不足を防止することを優先するのであれば、油圧の制御目標値がやや高めに設定されるように時定数を算出するのが好ましい。   By the way, when correcting the hydraulic control target value using the turbo rotation time constant or the turbo temperature time constant as described above, it is possible to weight each correction, but the oil to the turbocharger may be weighted. If priority is given to preventing supply shortage, it is preferable to calculate the time constant so that the control target value of the hydraulic pressure is set slightly higher.

そのために前記目標油圧設定部は、エンジン回転数の上昇する加速の過渡時には、前記ターボ回転時定数およびターボ温度時定数のうち、数値の小さな方の時定数を用いて油圧の制御目標値を補正する一方、エンジン回転数の低下する減速の過渡時には、数値の大きな方の時定数を用いて油圧の制御目標値を補正するようにしてもよい。   For this purpose, the target hydraulic pressure setting unit corrects the hydraulic control target value using the smaller time constant of the turbo rotation time constant and the turbo temperature time constant at the time of acceleration transient when the engine speed increases. On the other hand, the hydraulic control target value may be corrected using the larger time constant during the deceleration transition where the engine speed decreases.

なお、ターボ温度時定数の算出については、前記したようにラジアル軸受けやスラスト軸受けの熱容量を考慮して、予め実験・シミュレーションなどによって適合した値を用いればよく、エンジンの運転状態に応じて変更するようにしてもよい。   For the calculation of the turbo temperature time constant, it is sufficient to use a value adapted in advance through experiments and simulations in consideration of the heat capacity of the radial bearing and the thrust bearing as described above, and changes according to the operating state of the engine. You may do it.

さらに、好ましくは前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態だけでなく、大気圧も加味してターボ回転数をより正確に推定するようにしてもよい。また、エンジンの油温が高いときほど、油圧の制御目標値を高めに設定するようにしてもよい。これは、エンジンの油温が高いほど、これによるターボ過給機の軸受けなどの冷却性能が低下するからである。   Further, preferably, the target hydraulic pressure setting unit may estimate the turbo rotational speed more accurately in consideration of not only the operating state of the engine but also the atmospheric pressure. Alternatively, the hydraulic control target value may be set higher as the engine oil temperature is higher. This is because the higher the engine oil temperature, the lower the cooling performance of the turbocharger bearing and the like.

ところで、前記のように目標油圧設定部により設定された制御目標値になるように、エンジンの油圧を制御するために、好ましいのは、いわゆる容量可変形のオイルポンプなど、吐出圧を変更可能なオイルポンプをエンジンに装備して、そのオイルポンプの吐出圧を前記油圧の制御目標値に基づいて制御することである。但し、そのような可変形のオイルポンプは装備せずに、開度を連続的に調整可能な流量制御バルブなどを用いることもできる。   By the way, in order to control the hydraulic pressure of the engine so that the control target value set by the target hydraulic pressure setting unit is set as described above, it is preferable that the discharge pressure can be changed, such as a so-called variable displacement oil pump. An oil pump is installed in the engine, and the discharge pressure of the oil pump is controlled based on the control target value of the oil pressure. However, it is also possible to use a flow rate control valve or the like whose opening degree can be continuously adjusted without providing such a variable oil pump.

本発明に係るエンジンの油圧制御装置によると、ターボ過給機の回転数（ターボ回転数）を検出または推定し、この検出値または推定値に応じて、ターボ回転数が高いほどエンジンの油圧も高くなるように制御することにより、該ターボ過給機に必要なオイル供給を実現し、その信頼性を十分に担保しながら、オイルポンプの駆動負荷はできるだけ軽減して、燃費を改善することができる。   According to the engine hydraulic control apparatus of the present invention, the rotational speed (turbo rotational speed) of the turbocharger is detected or estimated, and the engine hydraulic pressure increases as the turbo rotational speed increases according to the detected value or estimated value. By controlling it to be high, the oil supply necessary for the turbocharger can be realized and the reliability of the oil pump can be sufficiently secured, while reducing the oil pump drive load as much as possible to improve fuel efficiency. it can.

本発明の実施の形態に係るエンジンの概略構成例を示す図である。It is a figure which shows the example of schematic structure of the engine which concerns on embodiment of this invention. エンジンのターボチャージャの構造を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the structure of the turbocharger of an engine. ベアリングなどの潤滑構造を示す拡大断面図である。It is an expanded sectional view showing lubricating structures, such as a bearing. エンジンのオイル供給系統の概略を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the outline of the oil supply system of an engine. エンジンのオイルポンプの構造を示す断面図であって、ポンプ容量が最大の状態を示す。It is sectional drawing which shows the structure of the oil pump of an engine, Comprising: A pump capacity | capacitance shows the state of the maximum. オイルポンプの容量が最小の状態を示す図５相当図である。FIG. 6 is a diagram corresponding to FIG. ＯＣＶへの電流指令値とポンプ吐出圧との関係を示すグラフ図である。It is a graph which shows the relationship between the electric current command value to OCV, and a pump discharge pressure. (a)は、ターボ回転数と適正な油圧との関係を示す特性図であり、(b)は、ターボ回転数とエンジンの吸気量との関係を示す特性図である。(a) is a characteristic diagram showing the relationship between the turbo speed and the appropriate hydraulic pressure, and (b) is a characteristic diagram showing the relationship between the turbo speed and the intake air amount of the engine. ターボチャージャの回転数の上昇遅れ、および温度上昇の遅れの一例を示すグラフ図である。It is a graph which shows an example of the raise delay of the rotation speed of a turbocharger, and the delay of a temperature rise. (a)は、エンジンの油圧制御の全体的な制御動作を示すフローチャートであり、(b)は、目標油圧の設定について示すフローチャートである。(a) is a flowchart showing an overall control operation of engine oil pressure control, and (b) is a flowchart showing setting of a target oil pressure. (a)は、吸気量に対応づけてターボ回転時定数を設定したマップの一例を示す図であり、(b)は、吸気量に対応づけてターボ時定数を設定したマップの一例を示す。(a) is a diagram showing an example of a map in which a turbo rotation time constant is set in association with the intake air amount, and (b) shows an example of a map in which a turbo time constant is set in association with the intake air amount.

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。本実施形態では一例として自動車用のディーゼルエンジンに本発明を適用した場合について説明するが、これに限ることはない。本実施形態の記載はあくまで例示に過ぎず、本発明の構成や用途などについても限定するものではない。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In this embodiment, the case where the present invention is applied to a diesel engine for automobiles will be described as an example, but the present invention is not limited to this. The description of this embodiment is merely an example, and does not limit the configuration or use of the present invention.

−エンジン−
まず、エンジン１の概略構成について説明すると、図１に模式的に示すように本実施形態では一例として直列４気筒エンジン１であって、４つの気筒のそれぞれに空気（吸気）を供給するための吸気通路２がシリンダヘッド１ａの一側（図の上側）に配設され、反対の他側（図の下側）には、４つの気筒のそれぞれから既燃ガス（排気）を排出させるための排気通路３が配設されている。 -Engine-
First, the schematic configuration of the engine 1 will be described. As schematically shown in FIG. 1, the present embodiment is an in-line four-cylinder engine 1 as an example for supplying air (intake air) to each of the four cylinders. An intake passage 2 is disposed on one side (upper side in the figure) of the cylinder head 1a, and on the other side (lower side in the figure) for discharging burned gas (exhaust gas) from each of the four cylinders. An exhaust passage 3 is provided.

前記の吸気通路２の下流側（吸気流の下流側）は、各気筒に吸気を分配するためのインテークマニホールド２ａとされる一方、吸気通路２の上流側には、空気を濾過するエアクリーナ６、後述するターボチャージャ２０のコンプレッサインペラ２４、このコンプレッサインペラ２４により圧縮されて昇温した空気を冷却するためのインタークーラ７、スロットルバルブ８などが配設されている。   A downstream side of the intake passage 2 (downstream side of the intake flow) is an intake manifold 2a for distributing intake air to each cylinder, while an upstream side of the intake passage 2 is an air cleaner 6 for filtering air, A compressor impeller 24 of a turbocharger 20 to be described later, an intercooler 7 for cooling air heated by the compressor impeller 24 and heated, a throttle valve 8 and the like are disposed.

他方、排気通路３の上流側（排気流の上流側）は、各気筒からの排気の流れが合流するエキゾーストマニホールド３ａとされ、その下流側には後述するターボチャージャ２０のタービンホイール１２、排気浄化装置９などが配設されている。排気浄化装置９は一例として、ＮＯｘ吸蔵触媒（ＮＳＲ触媒：NOx Storage Reduction触媒）９ａおよびＤＰＮＲ触媒（Diesel Particulate-NOx Reduction触媒）９ｂを備えている。   On the other hand, the upstream side of the exhaust passage 3 (upstream side of the exhaust flow) is an exhaust manifold 3a where exhaust flows from the cylinders merge, and on the downstream side, a turbine wheel 12 of a turbocharger 20 described later, exhaust purification A device 9 or the like is provided. As an example, the exhaust purification device 9 includes a NOx storage catalyst (NSR catalyst: NOx Storage Reduction catalyst) 9a and a DPNR catalyst (Diesel Particulate-NOx Reduction catalyst) 9b.

さらに、本実施形態のエンジン１には、エンジン回転数Ｎｅを算出するためにクランクシャフト（図示省略）の回転角を検出するクランク角センサ１０１、吸気通路２を流れる吸気の流量（吸気量Ｇａ）を検出するエアフローメータ１０２などの各種センサ、スイッチ等が配設され、それぞれから出力される信号がＥＣＵ（Electronic Control Unit）１００に入力される。   Furthermore, the engine 1 of the present embodiment includes a crank angle sensor 101 that detects the rotation angle of a crankshaft (not shown) in order to calculate the engine speed Ne, and the flow rate of intake air flowing through the intake passage 2 (intake amount Ga). Various sensors such as an air flow meter 102, a switch, and the like are disposed, and signals output from the respective sensors are input to an ECU (Electronic Control Unit) 100.

ＥＣＵ１００は、詳しい説明は省略するが、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭおよびバックアップＲＡＭ等を含んだ一般的な構成のものであり、例えばスロットルバルブ８のアクチュエータに指令信号を出力してその開度を制御するとともに、図示しないインジェクタにも指令信号を出力して、燃料噴射量などを制御する。また、ＥＣＵ１００は、以下に説明するターボチャージャ２０の電動アクチュエータ１９にも指令信号を出力する。   The ECU 100 has a general configuration including a CPU, a ROM, a RAM, a backup RAM, and the like, though detailed description is omitted. For example, the ECU 100 outputs a command signal to the actuator of the throttle valve 8 to control its opening. At the same time, a command signal is output to an injector (not shown) to control the fuel injection amount. The ECU 100 also outputs a command signal to the electric actuator 19 of the turbocharger 20 described below.

−ターボチャージャ−
本実施形態のエンジン１には、排気ガスのエネルギを利用して吸気を過給するターボチャージャ２０（ターボ過給機）が装備されている。すなわち、前記の如く排気通路３において排気浄化装置９よりも上流側にはタービンハウジング２１が設けられ、その内部に収容されたタービンホイール２２が排気ガスの流れを受けて回転される。一方、前記吸気通路２においてエアクリーナ６の下流側にはコンプレッサハウジング２３が設けられ、その内部にコンプレッサインペラ２４が収納されている。 -Turbocharger-
The engine 1 of the present embodiment is equipped with a turbocharger 20 (a turbocharger) that supercharges intake air using the energy of exhaust gas. That is, as described above, the turbine housing 21 is provided on the upstream side of the exhaust purification device 9 in the exhaust passage 3, and the turbine wheel 22 housed therein is rotated by receiving the flow of the exhaust gas. On the other hand, a compressor housing 23 is provided downstream of the air cleaner 6 in the intake passage 2, and a compressor impeller 24 is accommodated therein.

図２に拡大して示すように、コンプレッサインペラ２４は、その中心部をタービンシャフト２５の一端側が貫通し、このタービンシャフト２５の一端部に螺合するナット２５ａによって締結されている。一方、タービンシャフト２５の他端部は溶接などによってタービンホイール２２に固定されており、このタービンホイール２２が回転するとコンプレッサインペラ２４も回転して、吸気を圧縮しながら送り出すようになっている（過給）。   As shown in an enlarged view in FIG. 2, the compressor impeller 24 is fastened by a nut 25 a that passes through a central portion of one end of the turbine shaft 25 and is screwed into one end of the turbine shaft 25. On the other hand, the other end of the turbine shaft 25 is fixed to the turbine wheel 22 by welding or the like, and when the turbine wheel 22 rotates, the compressor impeller 24 also rotates to send out the intake air while compressing it (excessive). Salary).

すなわち、タービンハウジング２１には、タービンホイール２２の収容室２１ａの外周を囲んで排気ガスの導入路２１ｂ（スクロール２１ｂ）が形成されており、排気通路３からの排気の流れをタービンホイール２２に導入する。この排気の流れを受けてタービンホイール２２が回転し、そのブレードの間を通過する際に膨張した排気の流れは、収容室２１ａに連通する排気ガスの排出口２１ｃから排出される。   That is, an exhaust gas introduction path 21 b (scroll 21 b) is formed in the turbine housing 21 so as to surround the outer periphery of the storage chamber 21 a of the turbine wheel 22, and the flow of exhaust gas from the exhaust passage 3 is introduced into the turbine wheel 22. To do. The turbine wheel 22 rotates in response to the exhaust flow, and the exhaust flow expanded when passing between the blades is discharged from an exhaust gas discharge port 21c communicating with the storage chamber 21a.

一方、コンプレッサハウジング２３には、収容室２３ａに収容されたコンプレッサインペラ２４と対向するように吸気の吸入口２３ｂが形成され、ここから吸い込まれた空気がコンプレッサインペラ２４の回転によってその外周側に送り出される。コンプレッサハウジング２３の外周側には導出路２３ｃ（スクロール２３ｃ）が形成されており、前記のようにコンプレッサインペラ２４から送り出される空気が圧縮されて、スクロール２３ｃに沿って吸気通路２へ送り出される。   On the other hand, the compressor housing 23 is formed with an intake port 23b so as to face the compressor impeller 24 housed in the housing chamber 23a, and the air sucked from here is sent to the outer peripheral side by the rotation of the compressor impeller 24. It is. A lead-out passage 23c (scroll 23c) is formed on the outer peripheral side of the compressor housing 23, and the air sent out from the compressor impeller 24 is compressed as described above and sent out to the intake passage 2 along the scroll 23c.

それらタービンハウジング２１およびコンプレッサハウジング２３の間にはベアリングハウジング３０が配設されて、両者を連結一体化するとともに、２つのラジアルベアリング３１，３２（ラジアル軸受けであり、以下、単にベアリングともいう）によってタービンシャフト２５を回転自在に支持している。ベアリングハウジング３０には、エンジン１の冷却水が流れる水路３０ａやベアリング３１，３２などへのオイル供給通路３０ｂが形成されている。   A bearing housing 30 is disposed between the turbine housing 21 and the compressor housing 23 so as to connect and integrate the two, and by two radial bearings 31 and 32 (radial bearings, hereinafter simply referred to as bearings). The turbine shaft 25 is rotatably supported. The bearing housing 30 is formed with a water passage 30a through which cooling water of the engine 1 flows, an oil supply passage 30b to the bearings 31, 32, and the like.

−ベアリングの潤滑構造−
次に、前記のベアリングハウジング３０におけるベアリング３１，３２などの潤滑構造について、図３も参照しながら詳細に説明する。図３には、ベアリングハウジング３０の下部を拡大してオイルの流れなどを示している。 -Bearing lubrication structure-
Next, a lubricating structure such as the bearings 31 and 32 in the bearing housing 30 will be described in detail with reference to FIG. In FIG. 3, the lower part of the bearing housing 30 is enlarged to show the oil flow and the like.

前記ベアリング３１，３２は円筒形状のすべり軸受けからなり、ベアリングハウジング３０の概略中央に形成された２つのベアリング保持部３３，３４に保持されて、タービンシャフト２５をその軸方向に離間した２箇所で支持している。タービンシャフト２５は極めて高い速度で回転するため、その外周面とベアリング３１，３２の内周面との間に形成した油膜に浮かせたような状態で支持している。   The bearings 31 and 32 are formed of cylindrical slide bearings, are held by two bearing holding portions 33 and 34 formed at the approximate center of the bearing housing 30, and the turbine shaft 25 is separated at two locations in the axial direction. I support it. Since the turbine shaft 25 rotates at an extremely high speed, the turbine shaft 25 is supported in a state of being floated on an oil film formed between the outer peripheral surface thereof and the inner peripheral surfaces of the bearings 31 and 32.

また、コンプレッサインペラ２４に近い方のベアリング３１に隣接してスラストカラー３５が配設されており、その外周の溝部にスラストベアリング３６（スラスト軸受けであり、以下、単にベアリングともいう）を挟みこんで、ターボチャージャ２０の動作中にタービンシャフト２５に作用するスラスト荷重を支持するようになっている。なお、ベアリング３６は、例えば自己潤滑性を有する合成樹脂材あるいは金属材などで形成されている。   A thrust collar 35 is disposed adjacent to the bearing 31 closer to the compressor impeller 24, and a thrust bearing 36 (thrust bearing, hereinafter also simply referred to as a bearing) is sandwiched between the outer circumferential grooves. The thrust load acting on the turbine shaft 25 during operation of the turbocharger 20 is supported. The bearing 36 is made of, for example, a synthetic resin material or a metal material having self-lubricating properties.

前記ベアリング３１は、前記のスラストカラー３５と、ベアリング保持部３３に係止されるスナップリング３３ａとによって、タービンシャフト２５の軸方向への変位が規制されている。一方、タービンホイール２２に近い方のベアリング３２は、ベアリング保持部３４に係止される２つのスナップリング３４ａによってタービンシャフト２５の軸方向への変位が規制されている。   The bearing 31 is restricted from displacement in the axial direction of the turbine shaft 25 by the thrust collar 35 and the snap ring 33 a locked to the bearing holding portion 33. On the other hand, the displacement of the bearing 32 closer to the turbine wheel 22 in the axial direction of the turbine shaft 25 is regulated by two snap rings 34 a that are locked to the bearing holding portion 34.

そして、それらのベアリング３１，３２を冷却し、またその内外周の油膜を保持するためにエンジンオイル（以下、単にオイルともいう）が供給される。詳しくは図４を参照して後述するように、オイルパン１ｃからオイルポンプ５によって吸い上げられ、オイルフィルタ４５によって濾過されたオイルが、エンジン１のオイル供給系統４を介して、ベアリングハウジング３０の内部に形成されたオイル供給通路３０ｂ（図２、３に仮想線で示す）に送り込まれる。   Engine oil (hereinafter also simply referred to as oil) is supplied to cool the bearings 31 and 32 and to retain the oil film on the inner and outer circumferences. As will be described in detail later with reference to FIG. 4, the oil sucked up by the oil pump 5 from the oil pan 1 c and filtered by the oil filter 45 passes through the oil supply system 4 of the engine 1 to the inside of the bearing housing 30. Are fed into an oil supply passage 30b (shown in phantom lines in FIGS. 2 and 3).

このオイル供給通路３０ｂは、タービンシャフト２５の軸方向に分岐した後に、ベアリング保持部３３，３４の内周面に開口して、ベアリング３１，３２の外周面との間にオイルを供給する。また、ベアリング３１，３２には、その径方向に貫通するオイル孔３１ａ，３２ａが設けられており、これらのオイル孔３１ａ，３２ａを経てベアリング３１，３２の内周面とタービンシャフト２５の外周面との間にもオイルが供給される。   The oil supply passage 30b branches off in the axial direction of the turbine shaft 25 and then opens to the inner peripheral surfaces of the bearing holding portions 33 and 34 to supply oil between the outer peripheral surfaces of the bearings 31 and 32. The bearings 31 and 32 are provided with oil holes 31a and 32a penetrating in the radial direction, and the inner peripheral surface of the bearings 31 and 32 and the outer peripheral surface of the turbine shaft 25 are passed through these oil holes 31a and 32a. Oil is also supplied between the two.

こうして供給されるオイルによってベアリング３１，３２を効果的に潤滑および冷却することができるとともに、これらベアリング３１，３２の内周面および外周面の油膜が保持されて、タービンシャフト２５の径方向および軸方向での振れを抑制するダンパとして機能する。また、ベアリング３１に供給されたオイルの一部は隣接するスラストカラー３５やスラストベアリング３６にも供給され、それらを効果的に潤滑および冷却することができる。   The bearings 31 and 32 can be effectively lubricated and cooled by the oil supplied in this manner, and the oil films on the inner and outer peripheral surfaces of the bearings 31 and 32 are held, so that the radial direction and the shaft of the turbine shaft 25 are maintained. It functions as a damper that suppresses deflection in the direction. Further, part of the oil supplied to the bearing 31 is also supplied to the adjacent thrust collar 35 and thrust bearing 36, which can be effectively lubricated and cooled.

そのようにしてベアリング３１，３２，３６などを潤滑および冷却したオイルは、タービンシャフト２５の軸方向の両端側およびそれらの中間部位の３カ所から下方のドレン空間Ｄへと落下する。このオイルは、図３に矢印Ｏ１〜Ｏ３として示すように概略３つに分かれてドレン空間Ｄを流下し、そのドレン空間Ｄに臨んでベアリングハウジング３０の下壁部に開口するオイル排出孔３０ｃから排出される。 The oil that has lubricated and cooled the bearings 31, 32, 36 and the like in such a manner falls into the drain space D below from the three axial ends of the turbine shaft 25 and the intermediate portions thereof. This oil is divided into roughly three as shown by arrows O 1 to O 3 in FIG. 3 and flows down the drain space D, and faces the drain space D and opens to the lower wall portion of the bearing housing 30. It is discharged from 30c.

−エンジンのオイル供給系統−
図４には、エンジン１のオイル供給系統４の概略を示す。同図には外形を仮想線で示すようにエンジン１の本体部分は、一例としてディープスカート型のシリンダブロック１ｂの上部にシリンダヘッド１ａが組み付けられてなる。シリンダブロック１ｂの下部にはオイルパン１ｃが取り付けられて、ピストンやクランクジャーナル、動弁系などの被潤滑部から還流されたオイルが貯留されている。 -Engine oil supply system-
FIG. 4 shows an outline of the oil supply system 4 of the engine 1. As shown in the drawing, the main body portion of the engine 1 has a cylinder head 1a assembled to an upper portion of a deep skirt type cylinder block 1b as an example. An oil pan 1c is attached to the lower part of the cylinder block 1b to store oil recirculated from lubricated parts such as a piston, a crank journal, and a valve train.

そうして貯留されているオイルに浸かるようにしてオイルストレーナ４１が配設され、その吸入管４１ａがオイルポンプ５の吸入ポート５０ｄに接続されている。オイルポンプ５は、詳しくは後述するが、互いに噛み合う外歯車のドライブロータ５１と内歯車のドリブンロータ５２とを備えた内接式ギヤポンプであって、ドライブロータ５１の中央を貫通する入力軸５ａがクランクシャフトの回転によって駆動され、オイルストレーナ４１を介してオイルパン１ｃ内のオイルを吸い上げる。   An oil strainer 41 is disposed so as to be immersed in the stored oil, and the suction pipe 41 a is connected to the suction port 50 d of the oil pump 5. As will be described in detail later, the oil pump 5 is an internal gear pump including an external gear drive rotor 51 and an internal gear driven rotor 52 that mesh with each other, and an input shaft 5 a that penetrates through the center of the drive rotor 51. Driven by the rotation of the crankshaft, the oil in the oil pan 1c is sucked up through the oil strainer 41.

一方、オイルポンプ５の吐出ポート５０ｅには、シリンダブロック１ｂ内に形成された第１オイル通路４２の上流端が連通し、この第１オイル通路４２の下流端がオイルフィルタ４５に連通している。オイルフィルタ４５はフィルタエレメントによってオイル内の異物や不純物などを濾過する。こうして濾過されたオイルは第２オイル通路４６を流通してメインギャラリ４７に送られる。メインギャラリ４７は、シリンダブロック１ｂの内部に例えばシリンダ列方向に延びるように形成されており、前記のように送られてくるオイルを所定の圧力に維持して、ここから分岐する複数のオイル通路（図示せず）によって前記の被潤滑部などに分配する。   On the other hand, the upstream end of the first oil passage 42 formed in the cylinder block 1 b communicates with the discharge port 50 e of the oil pump 5, and the downstream end of the first oil passage 42 communicates with the oil filter 45. . The oil filter 45 filters foreign matters and impurities in the oil by a filter element. The oil thus filtered flows through the second oil passage 46 and is sent to the main gallery 47. The main gallery 47 is formed in the cylinder block 1b so as to extend, for example, in the cylinder row direction, and maintains a predetermined pressure of the oil sent as described above, and a plurality of oil passages branching therefrom. (Not shown) to distribute to the above-mentioned lubricated parts.

そのようにエンジン１の被潤滑部へ分配するオイルの流量や油圧を適正なものとするために、メインギャラリ４７の油圧は所定の状態に維持される。すなわち、メインギャラリ４７には油圧センサ１０３が配設され、その出力する信号がＥＣＵ１００に入力されて、以下に説明するようにオイルポンプ５の容量が可変制御される。また、オイルパン１ｃには油温センサ１０４が配設され、その出力する信号もＥＣＵ１００に入力される。   As described above, the hydraulic pressure of the main gallery 47 is maintained in a predetermined state in order to make the flow rate and hydraulic pressure of the oil distributed to the lubricated portion of the engine 1 appropriate. That is, the oil pressure sensor 103 is disposed in the main gallery 47, and a signal output from the oil pressure sensor 103 is input to the ECU 100, and the capacity of the oil pump 5 is variably controlled as described below. The oil pan 1c is provided with an oil temperature sensor 104, and a signal output from the oil temperature sensor 104 is also input to the ECU 100.

−オイルポンプ−
次に、オイルポンプ５の構造について図５を参照して詳細に説明する。図示の例ではオイルポンプ５は、入力軸５ａにより回転される外歯車のドライブロータ５１と、これに噛み合って回転される内歯車のドリブンロータ５２と、そのドリブンロータ５２を外周から回転自在に保持する調整リング５３と、をハウジング５０内に収容してなる。調整リング５３は、後述するようにドライブロータ５１およびドリブンロータ５２を変位させることにより、ポンプ容量を変更するものである。 -Oil pump-
Next, the structure of the oil pump 5 will be described in detail with reference to FIG. In the illustrated example, the oil pump 5 holds an external gear drive rotor 51 rotated by an input shaft 5a, an internal gear driven rotor 52 rotated by meshing with the drive rotor 51, and the driven rotor 52 rotatably held from the outer periphery. The adjustment ring 53 is accommodated in the housing 50. The adjustment ring 53 changes the pump capacity by displacing the drive rotor 51 and the driven rotor 52 as will be described later.

ハウジング５０は全体としては厚肉の板状であり、図５に示すようにエンジン後方から見た平面視では左右に長い楕円形状とされ、図の右上部から右側に向かって突出部５０ａが、また、図の左下部からは下方に向かって突出部５０ｂが、それぞれ形成されている。また、ハウジング５０の全体に後方、即ちエンジン１の内方（図の手前側）に向かって開放された凹部５０ｃが形成されている。   The housing 50 has a thick plate shape as a whole, and has a long oval shape in a plan view as seen from the rear of the engine as shown in FIG. Moreover, the protrusion part 50b is formed toward the downward direction from the lower left part of a figure, respectively. In addition, a recess 50c that is open toward the rear, that is, the inner side of the engine 1 (the front side in the drawing) is formed in the entire housing 50.

この凹部５０ｃは前記ドライブロータ５１、ドリブンロータ５２、調整リング５３等を収容するものであり（以下、収容凹部５０ｃという）、ハウジング５０に後方から重ね合わされるカバー（図示せず）によって閉止される。また、収容凹部５０ｃの中央よりもやや右側位置には円形断面の貫通孔（図には示さず）が形成され、ここに挿通された入力軸５ａを回転自在に支持している。   The recess 50c accommodates the drive rotor 51, the driven rotor 52, the adjustment ring 53, and the like (hereinafter referred to as an accommodation recess 50c), and is closed by a cover (not shown) superimposed on the housing 50 from the rear. . A through hole (not shown) having a circular cross section is formed at a position slightly to the right of the center of the housing recess 50c, and the input shaft 5a inserted therethrough is rotatably supported.

入力軸５ａは、エンジン１のクランクシャフトの前端部に一体に設けてもよいし、クランクシャフトとは別体としてチェーンなどにより駆動される構成としてもよい。この入力軸５ａがドライブロータ５１の中央部を貫通し、例えばスプラインによって嵌合されている。ドライブロータ５１には、外周にトロコイド曲線またはトロコイド曲線に近似した曲線（例えばインボリュート、サイクロイドなど）を有する外歯５１ａが複数（図示の例では１１個）、形成されている。   The input shaft 5a may be provided integrally with the front end portion of the crankshaft of the engine 1 or may be driven by a chain or the like as a separate body from the crankshaft. The input shaft 5a passes through the central portion of the drive rotor 51 and is fitted by, for example, a spline. The drive rotor 51 has a plurality of outer teeth 51a (11 in the illustrated example) having a trochoid curve or a curve approximated to a trochoid curve (for example, involute, cycloid, etc.) on the outer periphery.

一方、ドリブンロータ５２は円環状に形成され、その内周には前記ドライブロータ５１の外歯５１ａと噛み合うよう、これより歯数が１歯大きい（図示の例では１２個の）内歯５２ａが形成されている。ドリブンロータ５２の中心は、ドライブロータ５１の中心に対して所定量、偏心しており、その偏心している側（図５の左上側）でドライブロータ５１の外歯５１ａとドリブンロータ５２の内歯５２ａとが噛み合っている。   On the other hand, the driven rotor 52 is formed in an annular shape, and has inner teeth 52a that are one tooth larger than the inner teeth 52a (12 in the illustrated example) so as to mesh with the outer teeth 51a of the drive rotor 51. Is formed. The center of the driven rotor 52 is eccentric by a predetermined amount with respect to the center of the drive rotor 51, and the outer teeth 51 a of the drive rotor 51 and the inner teeth 52 a of the driven rotor 52 on the eccentric side (the upper left side in FIG. 5). Are engaged.

また、ドリブンロータ５２は、調整リング５３の円環状の本体部５３ａによって摺動自在に嵌合支持されている。この例では調整リング５３には、その本体部５３ａの外周から周方向に所定の角度範囲（図示の例では約５０°）に亘って径方向外方に張り出す２つの張出部５３ｂ，５３ｃと、径方向外方に大きく延びるアーム部５３ｄと、小さな突起部５３ｅとが一体に形成されている。   The driven rotor 52 is slidably fitted and supported by an annular main body 53 a of the adjustment ring 53. In this example, the adjustment ring 53 has two projecting portions 53b and 53c that project radially outward from the outer periphery of the main body 53a in the circumferential direction over a predetermined angular range (about 50 ° in the illustrated example). In addition, an arm portion 53d extending greatly outward in the radial direction and a small protruding portion 53e are integrally formed.

そのようにして調整リング５３に保持されたドライブロータ５１およびドリブンロータ５２によって、本実施形態では１１葉１２節のトロコイドポンプが構成されており、２つのロータ５１，５２の間の環状の空間には、互いに噛合する歯と歯の間に円周方向に並んだ複数の作動室Ｒが形成される。これらの各作動室Ｒは２つのロータ５１，５２の回転に連れてドライブロータ５１の外周に沿うように移動しながら、その容積が増減する。   In this embodiment, a trochoid pump having 11 leaves and 12 nodes is configured by the drive rotor 51 and the driven rotor 52 held in the adjustment ring 53 in this manner, and the annular space between the two rotors 51 and 52 is formed in the annular space. Are formed with a plurality of working chambers R arranged in the circumferential direction between teeth engaged with each other. The volume of each working chamber R increases or decreases while moving along the outer periphery of the drive rotor 51 as the two rotors 51 and 52 rotate.

すなわち、２つのロータ５１，５２の歯が互いに噛み合う位置から、図に矢印で示すロータ回転方向に約１８０度に亘る範囲（図５では左下側の範囲）では、２つのロータ５１，５２の回転に連れて徐々に作動室Ｒの容積が増大してゆき、オイルを吸入する吸入範囲となる。一方、残りの約１８０度に亘る範囲（図５では右上側の範囲）では、ロータ５１，５２の回転に連れて徐々に作動室Ｒの容積が減少してゆき、オイルを加圧しながら吐出する吐出範囲となる。   That is, in a range extending from the position where the teeth of the two rotors 51 and 52 mesh with each other to about 180 degrees in the rotor rotation direction indicated by the arrow in the drawing (the lower left side range in FIG. 5), the rotation of the two rotors 51 and 52 is performed. Accordingly, the volume of the working chamber R gradually increases, and an intake range for sucking oil is obtained. On the other hand, in the remaining range of about 180 degrees (the upper right side range in FIG. 5), the volume of the working chamber R gradually decreases as the rotors 51 and 52 rotate, and the oil is discharged while being pressurized. The discharge range.

そして、それらの吸入範囲および吐出範囲にそれぞれ対応するように、ハウジング５０およびカバーに吸入ポートおよび吐出ポートが形成されている。図５にはハウジング５０の吸入ポート５０ｄおよび吐出ポート５０ｅのみを示すが、この吸入ポート５０ｄは、ハウジング５０の収容凹部５０ｃの底面において前記の吸入領域に対応するように開口し、同じく吐出領域に対応するように吐出ポート５０ｅが開口している。   A suction port and a discharge port are formed in the housing 50 and the cover so as to correspond to the suction range and the discharge range, respectively. Although only the suction port 50d and the discharge port 50e of the housing 50 are shown in FIG. 5, the suction port 50d is opened at the bottom surface of the housing recess 50c of the housing 50 so as to correspond to the suction region. The discharge port 50e is opened so as to correspond.

吸入ポート５０ｄは、図ではハウジング５０の左下側に位置して、図示しないカバーの吸入ポートと連通しており、これを介してオイルストレーナの吸入管路に連通している。一方、吐出ポート５０ｅはハウジング５０の右上側に位置して、図示しないカバーの吐出ポートと連通するとともに、ハウジング５０の突出部５０ａに対応するように図の右側に向かって延びていて、オイルフィルタ６に向かう連通路６ａに至る。   The suction port 50d is located on the lower left side of the housing 50 in the drawing, and communicates with a suction port of a cover (not shown), and communicates with the suction line of the oil strainer via this. On the other hand, the discharge port 50e is located on the upper right side of the housing 50, communicates with a discharge port of a cover (not shown), and extends toward the right side of the drawing so as to correspond to the protruding portion 50a of the housing 50. 6 leads to the communication path 6 a toward 6.

かかる構成によりオイルポンプ５は、その入力軸５ａの回転によってドライブロータ５１およびドリブンロータ５２が互いに噛み合いながら回転し、それらの間に形成される作動室Ｒに吸入ポート５０ｄからオイルが吸入され、加圧されて吐出ポート５０ｅから吐出される。このオイルの流量は、基本的にはオイルポンプ５の回転数（入力軸５ａの回転数）、即ちエンジン回転数Ｎｅが高くなるほど多くなる。   With this configuration, the oil pump 5 rotates while the drive shaft 51 and the driven rotor 52 are engaged with each other due to the rotation of the input shaft 5a, and oil is sucked from the suction port 50d into the working chamber R formed between them. Compressed and discharged from the discharge port 50e. The flow rate of the oil basically increases as the rotational speed of the oil pump 5 (the rotational speed of the input shaft 5a), that is, the engine rotational speed Ne increases.

−容量可変機構−
本実施形態のオイルポンプ５は、ドライブロータ５１の１回転につき吐出するオイルの量、即ちポンプ容量を変更可能な容量可変機構を備えている。本実施形態では、主に吐出ポート５０ｅから導入する油圧（吐出圧Ｐ）によって前記の調整リング５３を変位させて、ドライブロータ５１およびドリブンロータ５２の吸入ポート５０ｄおよび吐出ポート５０ｅに対する相対的な位置を変更することにより、１回転あたりに吸入および吐出するオイルの流量を変更する。 -Capacity variable mechanism-
The oil pump 5 of the present embodiment includes a variable capacity mechanism capable of changing the amount of oil discharged per rotation of the drive rotor 51, that is, the pump capacity. In the present embodiment, the adjustment ring 53 is displaced mainly by the hydraulic pressure (discharge pressure P) introduced mainly from the discharge port 50e, and the relative positions of the drive rotor 51 and the driven rotor 52 with respect to the suction port 50d and the discharge port 50e. By changing the flow rate of the oil sucked and discharged per one rotation.

詳しくは図５に表れているように、調整リング５３の本体部５３ａから径方向外方に延びるアーム部５３ｄには、圧縮コイルスプリング５４からの押圧力が作用しており、これによって調整リング５３が図の時計回りに回動しながら、少し上方に変位するように付勢されている。なお、このように変位する際の調整リング５３の軌跡は、その張出部５３ｂ，５３ｃと、これに係合されたガイドピン５５，５６とによって規定される。   Specifically, as shown in FIG. 5, the pressing force from the compression coil spring 54 acts on the arm portion 53 d that extends radially outward from the main body portion 53 a of the adjustment ring 53, and thereby the adjustment ring 53. Is biased so as to be displaced slightly upward while rotating clockwise in the figure. The locus of the adjustment ring 53 at the time of such displacement is defined by the projecting portions 53b and 53c and the guide pins 55 and 56 engaged therewith.

そうして変位する調整リング５３が、収容凹部５０ｃ内を図の右上側の高圧空間ＴＨと、左側から下側にかけての低圧空間ＴＬとに仕切っており、高圧空間ＴＨの油圧を受けて動作される。すなわち、高圧空間ＴＨは、ハウジング５０の収容凹部５０ｃ内において、調整リング５３の張出部５３ｃの外周とハウジング５０の壁部とによって囲まれ、かつ、第１および第２のシール材５７，５８によってオイルの流れが制限される領域に形成される。   The adjusting ring 53 thus displaced divides the housing recess 50c into a high-pressure space TH on the upper right side in the drawing and a low-pressure space TL from the left side to the lower side, and is operated by receiving the hydraulic pressure in the high-pressure space TH. The That is, the high-pressure space TH is surrounded by the outer periphery of the protruding portion 53 c of the adjustment ring 53 and the wall portion of the housing 50 in the housing recess 50 c of the housing 50, and the first and second sealing members 57 and 58. Is formed in a region where the flow of oil is restricted.

そして、この高圧空間ＴＨには吐出ポート５０ｅの開口の一部が臨み、オイルポンプ５の吐出圧Ｐが高圧空間ＴＨに導かれて調整リング５３外周面に作用するようになる。これに対して、吸入ポート５０ｄの連通する低圧空間ＴＬには概ね大気圧が作用しているので、調整リング５３は、高圧空間ＴＨからの油圧によって図の反時計回りに回動するように付勢される。   A part of the opening of the discharge port 50 e faces the high pressure space TH, and the discharge pressure P of the oil pump 5 is guided to the high pressure space TH and acts on the outer peripheral surface of the adjustment ring 53. On the other hand, since the atmospheric pressure is generally applied to the low pressure space TL that communicates with the suction port 50d, the adjustment ring 53 is attached so as to rotate counterclockwise in the figure by the hydraulic pressure from the high pressure space TH. Be forced.

一方で調整リング５３は、前記したようにアーム部５３ｄに作用するコイルスプリング５４の弾発力を受けて時計回りに付勢されている。このため、例えばアイドリングのようにエンジン回転数Ｎｅが低いときに調整リング５３は、コイルスプリング５４の弾発力によって図５の最大容量位置に付勢される。このとき、ドライブロータ５１およびドリブンロータ５２の１回転当たりに、吸入ポート５０ｄから吸い込んで吐出ポート５０ｅから吐出するオイルの量、即ちポンプ容量が最大になる。   On the other hand, the adjustment ring 53 is urged clockwise by receiving the resilient force of the coil spring 54 acting on the arm portion 53d as described above. For this reason, for example, when the engine speed Ne is low as in idling, the adjustment ring 53 is biased to the maximum capacity position in FIG. 5 by the resilient force of the coil spring 54. At this time, per one rotation of the drive rotor 51 and the driven rotor 52, the amount of oil sucked from the suction port 50d and discharged from the discharge port 50e, that is, the pump capacity is maximized.

この状態からエンジン回転数Ｎｅが上昇すると、オイルの吐出量の増大によって吐出圧Ｐも増大傾向となるので、高圧空間ＴＨの油圧を受けて調整リング５３は、コイルスプリング５４の弾発力に抗して反時計回りに変位するようになる。これによりポンプ容量は減少するので、回転数が上昇しても吐出量および吐出圧Ｐの増大は抑制される。そして、図６に示すように調整リング５３が最小容量位置に位置づけられると、１回転当たりの吐出量は最小になる。   When the engine speed Ne increases from this state, the discharge pressure P also tends to increase due to the increase in the oil discharge amount. Therefore, the adjustment ring 53 resists the resilience of the coil spring 54 in response to the oil pressure in the high-pressure space TH. As a result, it is displaced counterclockwise. As a result, the pump capacity is reduced, so that the increase in the discharge amount and the discharge pressure P is suppressed even if the rotational speed increases. As shown in FIG. 6, when the adjustment ring 53 is positioned at the minimum capacity position, the discharge amount per one rotation is minimized.

さらに、本実施形態では、図５、６にそれぞれ示すように、ハウジング５０内において高圧空間ＴＨに隣接するように制御空間ＴＣを設けて、ここに電子制御式の制御弁６０（Oil Control Vale：以下、ＯＣＶという）からの制御油圧を供給するようにしている。制御空間ＴＣの油圧は調整リング５３を、前記のようにオイルポンプ５の容量が減少する向きに変位させるような力を発生させる。   Further, in the present embodiment, as shown in FIGS. 5 and 6, a control space TC is provided in the housing 50 so as to be adjacent to the high-pressure space TH, and an electronically controlled control valve 60 (Oil Control Vale: Hereinafter, the control hydraulic pressure from the OCV) is supplied. The hydraulic pressure in the control space TC generates a force that displaces the adjustment ring 53 in the direction in which the capacity of the oil pump 5 decreases as described above.

具体的には、前記調整リング５３の２つの張出部５３ｂ，５３ｃのほぼ中間において、その外周には第２のシール材５８が配設され、収容凹部５０ｃを取り囲むハウジング５０の壁部の内面と摺接するようになっている。この第２のシール材５８は、高圧空間ＴＨと制御空間ＴＣとの間のシール部であって、前記のような調整リング５３の変位に伴いハウジング５０の壁部の内面に沿って移動することになる。   Specifically, in the middle of the two overhanging portions 53b and 53c of the adjustment ring 53, a second sealing material 58 is disposed on the outer periphery thereof, and the inner surface of the wall portion of the housing 50 surrounding the housing recess 50c. It comes to be in sliding contact with. The second seal material 58 is a seal portion between the high-pressure space TH and the control space TC, and moves along the inner surface of the wall portion of the housing 50 in accordance with the displacement of the adjustment ring 53 as described above. become.

同様に調整リング５３のアーム部５３ｄの先端には第３のシール材５９が配設されて、対向するハウジング５０の壁部の内面と摺接するようになっている。なお、これら第２および第３のシール材５８，５９、および、前記した第１のシール材５７は、いずれも調整リング５３の厚み（図５、６の紙面に直行する方向の寸法）と同程度の寸法を有し、耐摩耗性に優れた金属材や樹脂材にて形成されている。   Similarly, a third seal material 59 is disposed at the tip of the arm portion 53d of the adjustment ring 53 so as to be in sliding contact with the inner surface of the wall portion of the housing 50 facing the adjustment ring 53. The second and third sealing materials 58 and 59 and the first sealing material 57 described above are the same as the thickness of the adjustment ring 53 (the dimension in the direction perpendicular to the paper surface of FIGS. 5 and 6). It is made of a metal material or resin material having a size of about and excellent in wear resistance.

こうして制御空間ＴＣは、ハウジング５０の収容凹部５０ｃ内において、調整リング５３の外周（詳しくは張出部５３ｂの外周）とアーム部５３ｄと、それらに対向するハウジング５０の壁部とによって囲まれ、かつ前記第２および第３のシール材５８，５９によってオイルの流れが制限される領域に形成される。そして、この制御空間ＴＣにおいて収容凹部５０ｃの底面に開口する制御油路６１によって、ＯＣＶ６０から制御油圧が供給される。   Thus, the control space TC is surrounded by the outer periphery of the adjustment ring 53 (specifically, the outer periphery of the projecting portion 53b), the arm portion 53d, and the wall portion of the housing 50 facing them in the housing recess 50c of the housing 50, In addition, the second and third seal members 58 and 59 are formed in a region where the oil flow is restricted. Then, the control oil pressure is supplied from the OCV 60 through the control oil passage 61 that opens to the bottom surface of the housing recess 50c in the control space TC.

制御油路６１は、その一端部が前記のように制御空間ＴＣに臨む丸穴６１ａとして開口する一方、他端部がＯＣＶ６０の制御ポート６０ａに連通している。ＯＣＶ６０は、後述するＥＣＵ１００からの信号を受けてスプールの位置が変更され、供給ポート６０ｂからのオイルを制御ポート６０ａから制御油路６１へ送り出す状態と、制御油路６１から排出されてきたオイルを制御ポート６０ａに受け入れて、ドレンポート６０ｃから排出する状態とに切り換えられる。   One end of the control oil passage 61 opens as the round hole 61a facing the control space TC as described above, and the other end communicates with the control port 60a of the OCV 60. The OCV 60 receives a signal from the ECU 100, which will be described later, and the position of the spool is changed so that the oil from the supply port 60b is sent from the control port 60a to the control oil passage 61 and the oil discharged from the control oil passage 61 is discharged. The control port 60a is switched to the state of receiving and discharging from the drain port 60c.

また、一例としてリニアソレノイドバルブであるＯＣＶ６０は、ＥＣＵ１００からの信号に応じてスプールの位置が連続的に変化し、前記のように制御ポート６０ａから制御油路６１へ送り出すオイルの圧力（制御油圧）をリニアに増大または減少させることができる。この制御油圧の調整により、以下に述べるように調整リング５３を変位させてオイルポンプ５の容量を調整し、その吐出圧Ｐひいてはメインギャラリ４７の油圧を制御することができる。   Further, as an example, in the OCV 60 that is a linear solenoid valve, the position of the spool continuously changes in response to a signal from the ECU 100, and the pressure of the oil sent from the control port 60a to the control oil passage 61 as described above (control oil pressure). Can be increased or decreased linearly. By adjusting the control oil pressure, the adjustment ring 53 can be displaced to adjust the capacity of the oil pump 5 as described below, and the discharge pressure P and thus the oil pressure of the main gallery 47 can be controlled.

例えば、ＯＣＶ６０からの制御油圧を増大させることによって、制御空間ＴＣの油圧が増大すると調整リング５３が図５の反時計回りに変位して、ポンプ容量が減少するので、オイルポンプ５の吐出量が減少傾向となり、その吐出圧Ｐが低下する。反対に制御油圧を低下させると、調整リング５３は図５の時計回りに変位し、ポンプ容量が増大して、その吐出圧Ｐも増大するようになる。   For example, when the control hydraulic pressure from the OCV 60 is increased, when the hydraulic pressure in the control space TC increases, the adjustment ring 53 is displaced counterclockwise in FIG. 5 and the pump capacity is reduced. The discharge pressure P decreases. On the other hand, when the control oil pressure is lowered, the adjustment ring 53 is displaced clockwise in FIG. 5, the pump capacity is increased, and the discharge pressure P is also increased.

−油圧の制御−
次に、前記のようにオイルポンプ５の容量を変更し、その吐出圧Ｐを調整することで、メインギャラリ４７の油圧を好適に維持する油圧制御装置の動作について、詳細に説明する。図７は、ＥＣＵ１００からＯＣＶ６０への指令信号、即ちＯＣＶ電流指令値（一例として制御デューティー）と、オイルポンプ５の吐出圧Ｐとの関係を示す。この図からＯＣＶ電流指令値を大きくすれば、ポンプ回転数が高くなっても吐出圧Ｐを低く保つことができる一方、ＯＣＶ電流指令値を小さくすれば吐出圧Ｐは高くなっており、オイルポンプ５の吐出圧Ｐを任意に制御できることが分かる。 -Hydraulic control-
Next, the operation of the hydraulic control apparatus that suitably maintains the hydraulic pressure of the main gallery 47 by changing the capacity of the oil pump 5 and adjusting the discharge pressure P as described above will be described in detail. FIG. 7 shows a relationship between a command signal from the ECU 100 to the OCV 60, that is, an OCV current command value (control duty as an example) and the discharge pressure P of the oil pump 5. From this figure, if the OCV current command value is increased, the discharge pressure P can be kept low even if the pump rotational speed is increased. On the other hand, if the OCV current command value is decreased, the discharge pressure P is increased. It can be seen that the discharge pressure P of 5 can be arbitrarily controlled.

ここで、エンジン１の燃費を低減するためには、できるだけオイルポンプ５の駆動負荷を軽減することが好ましいが、一方でピストンやクランクジャーナルなどの被潤滑部に適正なオイル供給を行うためには、メインギャラリ４７の油圧を或る程度、高く維持しなくてはならない。すなわち、高回転ないし高負荷であれば被潤滑部に十分な油量および油圧を供給するために、メインギャラリ４７の油圧は高めに維持する必要があり、一方、低回転ないし低負荷では油圧を低めに維持して、オイルポンプ５の駆動負荷を軽減したい。   Here, in order to reduce the fuel consumption of the engine 1, it is preferable to reduce the driving load of the oil pump 5 as much as possible. On the other hand, in order to properly supply oil to the lubricated parts such as the piston and the crank journal. The hydraulic pressure of the main gallery 47 must be kept high to some extent. That is, in order to supply a sufficient amount of oil and hydraulic pressure to the lubricated part at high rotation or high load, it is necessary to maintain the hydraulic pressure of the main gallery 47 high, while at low rotation or low load the hydraulic pressure is maintained. We want to reduce the driving load of the oil pump 5 by keeping it low.

そこで従来より、エンジン１の運転状態（例えばエンジン回転数Ｎｅや吸気量Ｇａ、負荷率など）に応じて前記のようにＯＣＶ６０への電流指令値を変更し、オイルポンプ５の容量を調整して、吐出圧Ｐをできるだけ低く制御することは提案されている。この場合、本実施形態のようにターボチャージャ２０を装備するエンジン１では、このターボチャージャ２０の回転数Ｎｔ（以下、ターボ回転数Ｎｔという）や温度状態が問題になる。   Therefore, conventionally, the current command value to the OCV 60 is changed according to the operating state of the engine 1 (for example, the engine speed Ne, the intake air amount Ga, the load factor, etc.), and the capacity of the oil pump 5 is adjusted as described above. It has been proposed to control the discharge pressure P as low as possible. In this case, in the engine 1 equipped with the turbocharger 20 as in the present embodiment, the rotational speed Nt of the turbocharger 20 (hereinafter referred to as turbo rotational speed Nt) and the temperature state become a problem.

例えば、ターボ回転数Ｎｔが高いほど、ベアリング３１，３２，３６の冷却や油膜維持などのために多くの油量および高い油圧が要求されるので、図８(a)に一例を示すように、ターボ回転数Ｎｔと適正な油圧との間には概ね比例関係がある。一方、一例を図８(b)に示すようにエンジン１の吸気量Ｇａが多いほどターボ回転数Ｎｔは高くなる。このことから、エンジン１の運転状態からターボ回転数Ｎｔを推定し、これに対応するようにオイルポンプ５の吐出圧Ｐを制御することが考えられる。   For example, as the turbo rotation speed Nt is higher, a larger amount of oil and a higher oil pressure are required for cooling the bearings 31, 32, 36, maintaining the oil film, etc. As shown in FIG. There is a generally proportional relationship between the turbo speed Nt and the appropriate hydraulic pressure. On the other hand, as shown in FIG. 8B, for example, the turbo rotational speed Nt increases as the intake air amount Ga of the engine 1 increases. From this, it is conceivable that the turbo rotation speed Nt is estimated from the operating state of the engine 1 and the discharge pressure P of the oil pump 5 is controlled to correspond to this.

しかしながら、エンジン１の運転状態とターボ回転数Ｎｔとの間には時間的なズレが生じ易く、前記図８(b)のような関係は、エンジン１の運転状態が変化する過渡時には保持されない。例えば、アクセルペダルの踏み込みに応じてエンジン負荷が急上昇するときには、図９に一例を示すように遅れてターボ回転数Ｎｔが立ち上がることになり、吸気量Ｇａやエンジン回転数Ｎｅの変化に対してターボ回転数Ｎｔの変化が遅れることになる。   However, a time lag is likely to occur between the operating state of the engine 1 and the turbo rotational speed Nt, and the relationship as shown in FIG. 8B is not maintained during a transition in which the operating state of the engine 1 changes. For example, when the engine load suddenly increases in response to the depression of the accelerator pedal, the turbo speed Nt rises with a delay as shown in FIG. 9 as an example, and the turbo speed Nt changes with changes in the intake air amount Ga and the engine speed Ne. The change in the rotational speed Nt is delayed.

また、そのような加速の過渡時には、前記のようなターボ回転数Ｎｔの上昇や排気温度の上昇、排気流量の増大によってターボチャージャ２０の温度状態も遅れて上昇する。例えば前記図９に表れているように、比較的熱容量の小さなラジアルベアリング３１、３２の温度Ｔｒｂは相対的に早く上昇し、一方、比較的熱容量の大きなスラストベアリング３６の温度Ｔｓｂは相対的に緩やかに上昇する。   Further, at the time of such acceleration transition, the temperature state of the turbocharger 20 also increases with a delay due to the increase in the turbo rotation speed Nt, the increase in the exhaust gas temperature, and the increase in the exhaust gas flow rate. For example, as shown in FIG. 9, the temperature Trb of the radial bearings 31 and 32 having a relatively small heat capacity rises relatively quickly, while the temperature Tsb of the thrust bearing 36 having a relatively large heat capacity is relatively moderate. To rise.

このように加速の過渡時にはターボ回転数Ｎｔの上昇、およびターボチャージャ２０のベアリング３１，３２，３６などの温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂ（以下、ターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂともいう）の上昇が、エンジン１の運転状態の変化に対して遅れることから、仮にエンジン１の運転状態からターボ回転数Ｎｔを推定し、これに応じてオイルポンプ５の吐出圧Ｐを制御すると、一時的にオイルの供給が過剰になって、オイルポンプ５の駆動負荷が大きくなってしまう。   As described above, during acceleration transition, the increase in the turbo rotation speed Nt and the increase in the temperatures Trb and Tsb (hereinafter also referred to as the turbo temperatures Trb and Tsb) of the bearings 31, 32, and 36 of the turbocharger 20 Therefore, if the turbo rotation speed Nt is estimated from the operating state of the engine 1 and the discharge pressure P of the oil pump 5 is controlled accordingly, the oil supply temporarily becomes excessive. As a result, the driving load of the oil pump 5 increases.

反対に、例えばエンジン１が暫く高負荷で運転された後にアクセルペダルが離されて、エンジン負荷が急減するときには、ターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂなどがすぐには低下しないので、この場合にも、エンジン１の運転状態に応じてオイルポンプ５の吐出圧Ｐを低下させると、一時的にオイルの供給不足が生じてしまい、ベアリング３１，３２，３６などにダメージを与える虞がある。   On the other hand, for example, when the accelerator pedal is released after the engine 1 has been operated at a high load for a while and the engine load suddenly decreases, the turbo speed Nt and the turbo temperatures Trb and Tsb do not decrease immediately. In addition, if the discharge pressure P of the oil pump 5 is lowered in accordance with the operating state of the engine 1, a shortage of oil supply temporarily occurs, and the bearings 31, 32, 36, etc. may be damaged.

かかる点を考慮して本実施形態では、ＥＣＵ１００（目標油圧設定部）により、まず、エンジン１の運転状態に基づいてターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂに対応するオイルポンプ５の吐出圧Ｐの目標値Ｐｔ（目標油圧）を算出する。そして、エンジン１が定常的な運転状態にあれば、この目標油圧Ｐｔに基づいてオイルポンプ５の容量を調整し、その吐出圧Ｐを制御する。   Considering this point, in the present embodiment, the ECU 100 (target hydraulic pressure setting unit) first discharges the pressure P of the oil pump 5 corresponding to the turbo rotation speed Nt and the turbo temperatures Trb and Tsb based on the operating state of the engine 1. Target value Pt (target hydraulic pressure) is calculated. If the engine 1 is in a steady operating state, the capacity of the oil pump 5 is adjusted based on the target oil pressure Pt, and the discharge pressure P is controlled.

また、ＥＣＵ１００によって、エンジン１の運転状態の変化に対するターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの変化の応答遅れを表すターボ時定数τを算出し、エンジン１の運転状態が所定以上、急に変化する過渡時には、そのターボ時定数τを用いて目標油圧Ｐｔを補正する。これにより、過渡時であっても実際のターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂに対応した好適な目標油圧Ｐｔを設定することができる。   Further, the ECU 100 calculates a turbo time constant τ representing a response delay of changes in the turbo rotation speed Nt and the turbo temperatures Trb and Tsb with respect to changes in the operating state of the engine 1, and the operating state of the engine 1 changes abruptly more than a predetermined value. During the transition, the target oil pressure Pt is corrected using the turbo time constant τ. As a result, it is possible to set a suitable target oil pressure Pt corresponding to the actual turbo rotation speed Nt and the turbo temperatures Trb and Tsb even during transition.

−具体的な制御動作−
以下、図１０に示すフローチャートを参照して具体的に、ＥＣＵ１００によって行われるオイルポンプ５の制御（油圧制御）について説明する。なお、図示の制御ルーチンは、エンジン１の運転中に一定周期（例えば数ｍｓｅｃ〜数十ミリｓｅｃ程度）毎に実行される。 -Specific control action-
Hereinafter, the control (hydraulic control) of the oil pump 5 performed by the ECU 100 will be described in detail with reference to the flowchart shown in FIG. The illustrated control routine is executed at regular intervals (for example, about several milliseconds to several tens of milliseconds) during operation of the engine 1.

図１０(a)には油圧制御の全体的な制御動作を示し、まず、スタート後のステップＳＴ１では、エンジン１の運転状態に関する所定の情報を取得する。例えば、クランク角センサ１０１からの信号によってエンジン回転数Ｎｅを算出し、エアフローメータ１０２からの信号によって吸気量Ｇａを算出し、これらエンジン回転数Ｎｅおよび吸気量Ｇａまたはアクセル操作量などから、エンジン１の負荷率を算出する。   FIG. 10A shows the overall control operation of the hydraulic control. First, in step ST1 after the start, predetermined information related to the operating state of the engine 1 is acquired. For example, the engine speed Ne is calculated from the signal from the crank angle sensor 101, the intake air amount Ga is calculated from the signal from the air flow meter 102, and the engine 1 is calculated from the engine speed Ne and the intake air amount Ga or the accelerator operation amount. Calculate the load factor.

続くステップＳＴ２では、前記のエンジン回転数Ｎｅ、吸気量Ｇａ、負荷率等に基づいて、即ち、エンジン１の運転状態に基づいて、詳しくは後述するようにオイルポンプ５の吐出圧Ｐの目標値（目標油圧Ｐｔ）を設定する。また、ステップＳＴ３，ＳＴ４では、それぞれ油温センサ１０４および油圧センサ１０３の信号によって油温および油圧を算出する（油温、油圧の取得）。   In the subsequent step ST2, based on the engine speed Ne, the intake air amount Ga, the load factor, etc., that is, based on the operating state of the engine 1, the target value of the discharge pressure P of the oil pump 5 is described in detail later. (Target oil pressure Pt) is set. In steps ST3 and ST4, the oil temperature and the oil pressure are calculated based on signals from the oil temperature sensor 104 and the oil pressure sensor 103, respectively (acquisition of oil temperature and oil pressure).

そして、オイルポンプ５の実際の吐出圧Ｐが前記の目標油圧Ｐｔになるようにフィードバック制御を行う。すなわち、ステップＳＴ５では、例えば前記油圧の情報から実際のポンプ吐出圧Ｐと目標油圧Ｐｔとの偏差を算出し、この偏差に応じてＰＩＤ則などにより、ポンプ吐出圧Ｐを目標油圧Ｐｔに収束させるようなポンプ容量の目標値を算出する（フィードバック制御演算）。   Then, feedback control is performed so that the actual discharge pressure P of the oil pump 5 becomes the target hydraulic pressure Pt. That is, in step ST5, for example, a deviation between the actual pump discharge pressure P and the target oil pressure Pt is calculated from the information on the oil pressure, and the pump discharge pressure P is converged to the target oil pressure Pt according to the PID rule or the like according to this deviation. A target value of such pump capacity is calculated (feedback control calculation).

また、ステップＳＴ６では、前記のポンプ容量の目標値になるようにオイルポンプ５の制御空間ＴＣに供給する制御油圧を算出して、この制御油圧をＯＣＶ６０が出力するよう、そのスプールを動作させるための指令信号、即ちＯＣＶ電流指令値（制御デューティー）を算出し、これをＯＣＶ６０へ出力してリターンする。これによりオイルポンプ５の吐出圧Ｐひいてはメインギャラリ４７の油圧が制御される。   In step ST6, the control hydraulic pressure supplied to the control space TC of the oil pump 5 is calculated so as to be the target value of the pump displacement, and the spool is operated so that the OCV 60 outputs this control hydraulic pressure. Command signal, that is, an OCV current command value (control duty), is output to the OCV 60 and the process returns. Thereby, the discharge pressure P of the oil pump 5 and the hydraulic pressure of the main gallery 47 are controlled.

なお、前記のポンプ容量、制御油圧、ＯＣＶ電流指令値などのパラメータの対応関係は、予め実験・シミュレーションなどによって適合されてマップとしてＥＣＵ１００のＲＯＭに記憶されており、前記のステップＳＴ６では、そのようなマップを参照して、目標とするポンプ容量を実現するためのＯＣＶ電流指令値を算出する。また、マップの代わりにパラメータの対応関係を計算式として設定することもできる。   The correspondence relationship of parameters such as the pump capacity, control hydraulic pressure, and OCV current command value is previously adapted by experiments and simulations and stored in the ROM of the ECU 100 as a map. An OCV current command value for realizing a target pump capacity is calculated with reference to a simple map. Also, parameter correspondences can be set as calculation formulas instead of maps.

―目標油圧の設定―
次に、前記のステップＳＴ２における目標油圧Ｐｔの設定について詳細に説明する。図１０(b)には目標油圧Ｐｔを設定するルーチンの一例を示し、このルーチンを実行することによってＥＣＵ１００が、目標油圧設定部としての機能を実現する。 ―Setting of target hydraulic pressure―
Next, the setting of the target hydraulic pressure Pt in step ST2 will be described in detail. FIG. 10B shows an example of a routine for setting the target oil pressure Pt. By executing this routine, the ECU 100 realizes a function as a target oil pressure setting unit.

同図におけるスタート後のステップＳＴ２１では、前記のようにエアフローメータ１０２からの信号に基づいて算出されている吸気量Ｇａを取得し、ステップＳＴ２２では、同様にクランク角センサ１０１からの信号に基づいて算出されているエンジン回転数Ｎｅを取得する。なお、これらの情報は、ＥＣＵ１００のＲＡＭ若しくはバックアップＲＡＭに一時的に記憶され、所定のサイクル毎に更新されている。   In step ST21 after the start in the figure, the intake air amount Ga calculated based on the signal from the air flow meter 102 as described above is acquired, and in step ST22, similarly, based on the signal from the crank angle sensor 101. The calculated engine speed Ne is acquired. Note that these pieces of information are temporarily stored in the RAM or backup RAM of the ECU 100 and updated every predetermined cycle.

また、ステップＳＴ２３では、油温センサ１０４によって検出された油温の情報を取得する。この油温の情報もＥＣＵ１００のＲＡＭ若しくはバックアップＲＡＭに一時的に記憶されているものを読み取ってもよいし、油温センサ１０４の信号から算出してもよい。   In step ST23, information on the oil temperature detected by the oil temperature sensor 104 is acquired. The oil temperature information may also be read from information temporarily stored in the RAM or backup RAM of the ECU 100, or may be calculated from a signal from the oil temperature sensor 104.

そして、ステップＳＴ２４では、エンジン１の運転状態が所定以上、急に変化する過渡時における目標油圧Ｐｔを算出するためのターボ時定数τを算出する。すなわち、上述したように過渡時にはエンジン１の運転状態の変化に対してターボチャージャ２０の回転数Ｎｔや温度状態（ベアリング３１，３２，３６の温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂ）が遅れて変化するので、この遅れ分を補償するために時定数τを用いるのである。   In step ST24, a turbo time constant τ for calculating the target oil pressure Pt at the time of a transition in which the operating state of the engine 1 suddenly changes by a predetermined value or more is calculated. That is, as described above, the rotational speed Nt of the turbocharger 20 and the temperature state (the temperatures Trb and Tsb of the bearings 31, 32, and 36) change with a delay with respect to the change in the operating state of the engine 1 during the transition. The time constant τ is used to compensate for the minute.

−ターボ時定数の算出（第１の例）−
第１の例としては、まず、エンジン１の運転状態の変化に対するターボ回転数Ｎｔの変化の応答遅れを表すターボ回転時定数τｒと、ターボ温度、即ちラジアルベアリング３１，３２の温度Ｔｒｂおよびスラストベアリング３６の温度Ｔｓｂの変化の応答遅れを表すターボ温度時定数τＴとを、それぞれエンジン１の運転状態などに基づいて算出する。例えば、ターボ回転時定数τｒは図１１(a)に示すマップを参照して算出する。 -Calculation of turbo time constant (first example)-
As a first example, first, a turbo rotation time constant τ r representing a response delay of a change in the turbo rotation speed Nt with respect to a change in the operating state of the engine 1, the turbo temperature, that is, the temperature Trb of the radial bearings 31 and 32, and the thrust A turbo temperature time constant τ T representing a response delay of the change in the temperature Tsb of the bearing 36 is calculated based on the operating state of the engine 1 and the like. For example, the turbo rotation time constant τ r is calculated with reference to the map shown in FIG.

すなわち、ターボ回転数Ｎｔの変化の応答遅れにはエンジン１の吸気量Ｇａとの相関があり、吸気量Ｇａの多いときほど遅れは小さくなるので、図１１(a)に示すマップにおいてはターボ回転時定数τｒを、吸気量Ｇａの多いときほど小さな値に設定している。反対に、エンジン１の吸気量Ｇａの少ないときほど応答遅れは大きくなるので、ターボ回転時定数τｒは大きな値に設定している。 That is, the response delay of the change in the turbo rotational speed Nt has a correlation with the intake air amount Ga of the engine 1, and the delay becomes smaller as the intake air amount Ga becomes larger. Therefore, in the map shown in FIG. The time constant τ r is set to a smaller value as the intake air amount Ga is larger. On the contrary, since the response delay increases as the intake air amount Ga of the engine 1 decreases, the turbo rotation time constant τ r is set to a large value.

このようなターボ回転時定数τｒと吸気量Ｇａとの関係は、予め実験・シミュレーションなどによって適合されて、前記のようなマップとしてＥＣＵ１００のＲＯＭに記憶されている。図示の例ではターボ回転時定数τｒは、吸気量Ｇａの増大する加速時には減速時に比べて小さな値に設定されており、加速の過渡時にエンジン回転数Ｎｅが上昇するときにはターボ回転時定数τｒが小さめの値になる。一方、減速の過渡時にはターボ回転時定数τｒは大きめの値になる。 Such a relationship between the turbo rotation time constant τ r and the intake air amount Ga is adapted in advance through experiments and simulations, and is stored in the ROM of the ECU 100 as a map as described above. In the illustrated example, the turbo rotation time constant τ r is set to a smaller value than during deceleration when the intake air amount Ga increases, and when the engine speed Ne increases during acceleration transient, the turbo rotation time constant τ r. Becomes a smaller value. On the other hand, the turbo rotation time constant τ r becomes a large value during the transition of deceleration.

これにより、後述する式（１）によって算出される目標油圧Ｐｔは、加速の過渡時には早めに上昇するようになり、反対に減速の過渡時には油圧の低下が遅れることになるので、過渡的には目標油圧Ｐｔがやや高めに算出されるようになる。よって、ターボチャージャ２０へのオイルの供給不足を防止する上で有利になる。   As a result, the target hydraulic pressure Pt calculated by equation (1), which will be described later, rises early during acceleration transients, and conversely, the decrease in hydraulic pressure is delayed during deceleration transients. The target hydraulic pressure Pt is calculated slightly higher. Therefore, this is advantageous in preventing insufficient supply of oil to the turbocharger 20.

一方、ターボ温度時定数τＴについては、ターボチャージャ２０のベアリング３１，３２，３６の熱容量に主として依存するが、これ以外にもエンジン１の油温、水温や排気温、排気流量などとの相関があるので、図示は省略するが、例えば、吸気量Ｇａや油温などとの対応関係を予め実験・シミュレーションなどによって適合してマップを作成し、ＥＣＵ１００のＲＯＭに記憶しておく。 On the other hand, the turbo temperature time constant τ T mainly depends on the heat capacity of the bearings 31, 32, and 36 of the turbocharger 20, but in addition to this, there are correlations with the oil temperature, water temperature, exhaust temperature, exhaust flow rate, etc. of the engine 1. Although not shown in the figure, for example, a map is created by adapting the correspondence relationship with the intake air amount Ga, the oil temperature, and the like by experiments and simulations in advance, and stored in the ROM of the ECU 100.

本実施形態では、ラジアルベアリング３１，３２の熱容量がスラストベアリング３６と比較して小さく、図９を参照して上述したように、その温度Ｔｒｂの変化が比較的早い（即ち、温度変化の応答遅れが小さい）ことを考慮して、エンジン１の加速の過渡時には、ターボ温度時定数τＴとして、ラジアルベアリング３１，３２についての設定値を用い、減速の過渡時にはスラストベアリング３６についての設定値を用いる。 In the present embodiment, the heat capacity of the radial bearings 31 and 32 is smaller than that of the thrust bearing 36, and as described above with reference to FIG. 9, the change in the temperature Trb is relatively fast (that is, the response delay of the temperature change). Therefore, the setting value for the radial bearings 31 and 32 is used as the turbo temperature time constant τ T during the acceleration transition of the engine 1, and the setting value for the thrust bearing 36 is used during the deceleration transition. .

そのために前記のターボ温度時定数τＴのマップ（図示せず）には、ラジアルベアリング３１，３２について適合した比較的小さな値と、スラストベアリング３６について適合した比較的大きな値とがそれぞれ設定されている。そして、エンジン１の加速の過渡時には、比較的早く温度上昇するラジアルベアリング３１、３２の温度Ｔｒｂに対応するように、ターボ温度時定数τＴとして比較的小さな値が用いられる。反対に減速の過渡時には、比較的緩やかに温度が低下するスラストベアリング３６の温度Ｔｓｂに対応するように、ターボ温度時定数τＴとして比較的大きな値が用いられる。 Therefore, a relatively small value adapted for the radial bearings 31 and 32 and a relatively large value adapted for the thrust bearing 36 are respectively set in the map (not shown) of the turbo temperature time constant τ T. Yes. Then, a relatively small value is used as the turbo temperature time constant τ T so as to correspond to the temperature Trb of the radial bearings 31 and 32 that rises relatively quickly during acceleration transition of the engine 1. On the other hand, a relatively large value is used as the turbo temperature time constant τ T so as to correspond to the temperature Tsb of the thrust bearing 36 in which the temperature decreases relatively slowly during a deceleration transition.

さらに、前記のようにそれぞれマップを参照して算出したターボ回転時定数τｒおよびターボ温度時定数τＴのうちから、加速の過渡時にはターボ時定数τとして、より値の小さなものが選択され、減速の過渡時にはより値の大きなものが選択される。このターボ時定数τを用いて、後述する式（１）により算出される目標油圧Ｐｔも、加速および減速の過渡時にやや高めに算出されるようになるので、ターボチャージャ２０へのオイルの供給不足を防止する上で有利になる。 Further, among the turbo rotation time constant τ r and the turbo temperature time constant τ T calculated with reference to the maps as described above, a turbo time constant τ having a smaller value is selected at the time of acceleration transient, A larger value is selected during the deceleration transition. Using this turbo time constant τ, the target hydraulic pressure Pt calculated by the equation (1) described later is also calculated slightly higher during acceleration and deceleration transitions, so that there is insufficient oil supply to the turbocharger 20. This is advantageous in preventing the above.

−ターボ時定数の算出（第２の例）−
次に、ターボ時定数τの算出の第２の例を説明する。この第２の例では、前記のようにターボ回転時定数τｒおよびターボ温度時定数τＴから選択するのではなく、また、２つの時定数τｒ，τＴに所定の重み付けをして算出するのでもなく、エンジン１の運転状態（吸気量Ｇａ、エンジン回転数Ｎｅ、負荷率など）に対応する好適な値を予め実験・シミュレーションなどによって適合したマップを参照して、ターボ時定数τを算出する。 -Calculation of turbo time constant (second example)-
Next, a second example of calculating the turbo time constant τ will be described. In this second example, instead of selecting from the turbo rotation time constant τ r and the turbo temperature time constant τ T as described above, the two time constants τ r and τ T are calculated with predetermined weights. Instead, the turbo time constant τ is determined by referring to a map in which suitable values corresponding to the operating state of the engine 1 (the intake air amount Ga, the engine speed Ne, the load factor, etc.) are adapted in advance through experiments and simulations. calculate.

前記のマップには、前記第１の例でターボ回転時定数τｒおよびターボ温度時定数τＴから選択するターボ時定数τと同様に、エンジン１の運転状態の変化に対するターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの変化の応答遅れを考慮して、最適な目標油圧Ｐｔを算出することができるようなターボ時定数τの値が設定されている。 Similar to the turbo time constant τ selected from the turbo rotation time constant τ r and the turbo temperature time constant τ T in the first example, the map includes the turbo rotation speed Nt and the turbo with respect to changes in the operating state of the engine 1. The turbo time constant τ is set such that the optimum target oil pressure Pt can be calculated in consideration of the response delay of changes in the temperatures Trb and Tsb.

一例を図１１(b)に示すマップは、図１１(a)に示すマップと同じくエンジン１の吸気量Ｇａに対応づけて好適なターボ回転時定数τを設定したものである。また、このマップにおいてもエンジン１の加速時と減速時とでターボ時定数τは互いに異なる値が設定されており、それぞれの要求に合わせて最適な目標油圧Ｐｔを算出できるようになっている。   An example of the map shown in FIG. 11 (b) is a map in which a suitable turbo rotation time constant τ is set in correspondence with the intake air amount Ga of the engine 1 as in the map shown in FIG. 11 (a). Also in this map, different values are set for the turbo time constant τ when the engine 1 is accelerating and decelerating, so that the optimum target oil pressure Pt can be calculated in accordance with each request.

詳しくは図示のマップにおいてターボ時定数τは、エンジン１の加速時には吸気量Ｇａの多いときほどターボ時定数τが小さな値になるように、一方、減速時には吸気量Ｇａの多いときほどターボ時定数τが大きな値になるように、それぞれ設定されている。そして、それら加速時および減速時のそれぞれの設定値を示す２本のグラフが、吸気量Ｇａの少ないところで交差している。   Specifically, in the illustrated map, the turbo time constant τ is such that the turbo time constant τ decreases as the intake air amount Ga increases when the engine 1 is accelerated, while the turbo time constant τ increases as the intake air amount Ga increases during deceleration. Each is set so that τ becomes a large value. The two graphs showing the set values at the time of acceleration and deceleration intersect each other at a small amount of intake air Ga.

言い換えると、エンジン１が吸気量Ｇａの少ない低負荷・低回転の運転状態にあるとき、ターボ時定数τは、エンジン１の減速時よりも加速時の方が大きな値として算出され、それよりも吸気量Ｇａの多い状態ではターボ時定数τは、加速時よりも減速時の方が大きな値として算出される。これにより、後述する式（１）によって算出される目標油圧Ｐｔは、ターボ回転数Ｎｔおよびターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂ並びにそれらの変化に対応する適切な値になる。   In other words, when the engine 1 is in a low load / low rotation operation state with a small intake air amount Ga, the turbo time constant τ is calculated as a larger value during acceleration than during deceleration of the engine 1, In a state where the intake air amount Ga is large, the turbo time constant τ is calculated as a larger value during deceleration than during acceleration. As a result, the target hydraulic pressure Pt calculated by the equation (1) described later becomes an appropriate value corresponding to the turbo rotation speed Nt, the turbo temperatures Trb and Tsb, and changes thereof.

例えば、既に或る程度の吸気量Ｇａがある状態ではターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂが高くなっているので、さらに温度の上昇する加速の過渡時には、速やかに目標油圧Ｐｔを上昇させるべく、ターボ時定数τを小さな値とすることができる。一方、吸気量Ｇａが少なくてターボラグがあるような状態では、ターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂも低いので、加速の過渡時における目標油圧Ｐｔの上昇を遅らせて、オイルポンプ５の駆動負荷を減らすためにターボ時定数τを大きな値とするのである。   For example, since the turbo temperatures Trb and Tsb are already high in a state where there is a certain amount of intake air Ga, the turbo time constant τ is required to quickly increase the target hydraulic pressure Pt at the time of acceleration transient when the temperature further increases. Can be a small value. On the other hand, in a state where the intake air amount Ga is small and the turbo lag is present, the turbo temperatures Trb and Tsb are also low. Therefore, the turbo is reduced in order to reduce the drive load of the oil pump 5 by delaying the increase in the target hydraulic pressure Pt during acceleration transition. The time constant τ is set to a large value.

また、減速の過渡時については、既に或る程度の吸気量Ｇａがあってターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの高い状態であれば、目標油圧Ｐｔの低下が遅くなるようにターボ時定数τを小さな値とする。一方、吸気量Ｇａが少なくてターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの低い状態であれば、ターボ時定数τは大きな値とし、エンジン１の減速に応じて速やかに目標油圧Ｐｔを低下させることによって、オイルポンプ５の駆動負荷を減らすことができる。   Further, at the time of deceleration transition, if there is already a certain amount of intake air Ga and the turbo temperatures Trb and Tsb are high, the turbo time constant τ is set to a small value so that the decrease in the target oil pressure Pt is delayed. To do. On the other hand, if the intake air amount Ga is small and the turbo temperatures Trb and Tsb are low, the turbo time constant τ is set to a large value, and the target hydraulic pressure Pt is quickly reduced according to the deceleration of the engine 1, whereby the oil pump 5 The driving load can be reduced.

次に、図１０(b)に戻って、目標油圧Ｐｔの算出の仕方を具体的に説明する。図示のルーチンのステップＳＴ２５において算出される目標油圧Ｐｔは、エンジン１の運転状態が定常的であるか過渡的であるかによって異なるものとなる。まず、エンジン１が定常的な運転状態にあれば、その運転状態に基づいて目標油圧Ｐｔを算出する。これは、エンジン１の定常的な運転状態におけるターボチャージャ２０の回転数Ｎｔや温度状態Ｔｒｂ，Ｔｓｂに対応する好適な値になる。   Next, returning to FIG. 10 (b), the method of calculating the target oil pressure Pt will be specifically described. The target hydraulic pressure Pt calculated in step ST25 of the illustrated routine differs depending on whether the operating state of the engine 1 is steady or transient. First, if the engine 1 is in a steady operation state, the target oil pressure Pt is calculated based on the operation state. This is a suitable value corresponding to the rotational speed Nt of the turbocharger 20 and the temperature states Trb and Tsb in the steady operation state of the engine 1.

この目標油圧Ｐｔは、ＥＣＵ１００のＲＯＭに記憶させたマップから求めるようにすればよい。目標油圧のマップの図示は省略するが、例えば上述した図８(a)の関係と図８(b)の関係とを反映するように、吸気量Ｇａやエンジン回転数Ｎｅに対応する目標油圧Ｐｔを予め実験・シミュレーションなどによって適合し、設定すればよい。なお、エンジン１が定常的な運転状態にあることは、例えば吸気量Ｇａ、エンジン回転数Ｎｅ、負荷率などの時間あたりの変化量から判定することができる。   The target hydraulic pressure Pt may be obtained from a map stored in the ROM of the ECU 100. Although illustration of the target oil pressure map is omitted, for example, the target oil pressure Pt corresponding to the intake air amount Ga and the engine speed Ne is reflected so as to reflect the relationship of FIG. 8A and the relationship of FIG. May be set in advance by experiments and simulations. Note that whether the engine 1 is in a steady operating state can be determined from the amount of change per hour such as the intake air amount Ga, the engine speed Ne, and the load factor.

そのような定常的な運転状態ではなく、例えば加速運転や減速運転など、エンジン１の運転状態が所定以上、大きく変化する過渡時であれば、その運転状態の変化に対し遅れてターボチャージャ２０の回転数Ｎｔや温度状態（ターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂ）が変化することになる。そこで、その遅れ分を補償するように、前記の目標油圧Ｐｔをターボ時定数τを用いて補正する。   If the operating state of the engine 1 is a transient state where the operating state of the engine 1 changes greatly more than a predetermined value, such as an acceleration operation or a deceleration operation, instead of such a steady operating state, the turbocharger 20 is delayed with respect to the change of the operating state. The rotational speed Nt and the temperature state (turbo temperature Trb, Tsb) change. Therefore, the target hydraulic pressure Pt is corrected using the turbo time constant τ so as to compensate for the delay.

具体的には、例えば、定常状態から過渡状態に切り替わる際のエンジン１の運転状態に基づいて、前記目標油圧Ｐｔのマップから算出した目標油圧Ｐｔを基本値Ｐｔｂとする。そして、この基本値Ｐｔｂを目標油圧Ｐｔの初期値として以下の式（１）の計算を繰り返すことにより、エンジン１の運転状態が所定以上、急に変化する過渡時においても適切な目標油圧Ｐｔを算出することができる。   Specifically, for example, the target oil pressure Pt calculated from the map of the target oil pressure Pt based on the operation state of the engine 1 when switching from the steady state to the transient state is set as the basic value Ptb. Then, by repeating the calculation of the following formula (1) using the basic value Ptb as an initial value of the target hydraulic pressure Pt, an appropriate target hydraulic pressure Pt can be obtained even during a transient when the operating state of the engine 1 changes more than a predetermined value. Can be calculated.

Ｐｔ(n) ← Ｐｔ(n-1)＋（Ｐｔｂ(n)−Ｐｔ(n-1)）／τ ・・・ （１）
前記の式（１）においてＰｔ(n)は、ある制御サイクル（ｎ）における目標油圧Ｐｔ、即ち、算出する目標油圧Ｐｔの今回値であり、Ｐｔ(n-1)は、前回の制御サイクルで算出した目標油圧（前回値）である。Ｐｔｂ(n)は、今回の制御サイクルで前記目標油圧のマップから求めた目標油圧Ｐｔの基本値Ｐｔｂであり、τはターボ時定数である。なお、前記したように目標油圧Ｐｔ(n)の初期値はその基本値Ｐｔｂ(n)の初期値になる。 Pt (n) <-Pt (n-1) + (Ptb (n) -Pt (n-1)) / τ (1)
In the above equation (1), Pt (n) is the target oil pressure Pt in a certain control cycle (n), that is, the current value of the target oil pressure Pt to be calculated, and Pt (n-1) is the previous control cycle. This is the calculated target oil pressure (previous value). Ptb (n) is a basic value Ptb of the target oil pressure Pt obtained from the target oil pressure map in the current control cycle, and τ is a turbo time constant. As described above, the initial value of the target hydraulic pressure Pt (n) is the initial value of the basic value Ptb (n).

前記の式（１）を用いて目標油圧Ｐｔを逐次、算出することにより、運転状態が所定以上、大きく変化する加速や減速の過渡時にも、ターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの変化の遅れ分を補償して、実際のターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂに見合うような適切な目標油圧Ｐｔを算出することができる。なお、ターボ時定数τ＝１とすれば、前記の式（１）において Ｐｔ(n) ← Ｐｔｂ(n) となる。   By sequentially calculating the target oil pressure Pt using the above equation (1), the change in the turbo rotation speed Nt and the turbo temperatures Trb and Tsb can be achieved even during acceleration and deceleration transients in which the operating state changes greatly over a predetermined value. By compensating for the delay, it is possible to calculate an appropriate target oil pressure Pt suitable for the actual turbo speed Nt and the turbo temperatures Trb and Tsb. If the turbo time constant τ = 1, Pt (n) ← Ptb (n) in the above equation (1).

したがって、本実施形態に係るエンジン１の油圧制御装置によると、まず、エンジン１の運転状態から目標油圧Ｐｔを設定することによって、言い換えると、エンジン１の運転状態からターボチャージャ２０の回転数（ターボ回転数Ｎｔ）を推定し、これに応じてターボ回転数Ｎｔが高いほど（ターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂも高いほど）、エンジン１の油圧を高くなるように制御することによって、ターボチャージャ２０に必要なオイル供給を実現できる。   Therefore, according to the hydraulic control apparatus for the engine 1 according to the present embodiment, first, by setting the target hydraulic pressure Pt from the operating state of the engine 1, in other words, from the operating state of the engine 1, the rotational speed (turbo turbo) The rotational speed Nt) is estimated, and the turbocharger 20 is controlled by controlling the hydraulic pressure of the engine 1 to be higher as the turbo rotational speed Nt is higher (the higher the turbo temperatures Trb and Tsb are). Oil supply can be realized.

特に、エンジン１の運転状態が所定以上、急に変化する加速または減速の過渡時においては、その運転状態の変化に対するターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの変化の遅れを補償するように、ターボ時定数τを用いて目標油圧Ｐｔを適切に補正することで、過渡時においてもターボチャージャ２０の実際の回転数Ｎｔや温度状態Ｔｒｂ，Ｔｓｂに対応した適切なオイル供給を実現することができる。   In particular, during acceleration or deceleration transients in which the operating state of the engine 1 changes suddenly more than a predetermined value, so as to compensate for delays in changes in the turbo speed Nt and the turbo temperatures Trb and Tsb with respect to the change in the operating state. By appropriately correcting the target hydraulic pressure Pt using the turbo time constant τ, it is possible to realize an appropriate oil supply corresponding to the actual rotational speed Nt of the turbocharger 20 and the temperature states Trb and Tsb even during a transition. .

よって、エンジン１の定常的な運転状態のみならず、加速や減速の過渡時においても、ターボチャージャ２０に過不足のないオイル供給を実現し、その信頼性を十分に担保しながらオイルポンプ５の駆動負荷はできるだけ軽減して、燃費の改善を図ることができる。   Therefore, not only in the steady operation state of the engine 1, but also in the acceleration and deceleration transitions, the oil supply of the turbocharger 20 is realized without excessive or insufficient, and the reliability of the oil pump 5 is sufficiently ensured. Driving load can be reduced as much as possible to improve fuel efficiency.

（他の実施形態）
以上、説明した実施形態では、自動車用の直列４気筒ディーゼルエンジン１の油圧制御装置として本発明を適用した場合について説明したが、本発明はこれに限らず、自動車以外のエンジンの油圧制御装置としても適用可能である。勿論、気筒数やエンジンの形式（Ｖ型や水平対向型等）にも限定されず、ガソリンエンジンにも適用可能である。 (Other embodiments)
As mentioned above, although embodiment demonstrated demonstrated the case where this invention was applied as a hydraulic control apparatus of the in-line 4-cylinder diesel engine 1 for motor vehicles, this invention is not limited to this, As a hydraulic control apparatus of engines other than a motor vehicle Is also applicable. Of course, the present invention is not limited to the number of cylinders or the type of engine (V type, horizontally opposed type, etc.), and is applicable to a gasoline engine.

また、前記の実施形態ではオイルポンプ５の容量可変機構として、調整リング５３によってドライブロータ５１およびドリブンロータ５２を変位させ、入力軸５ａの１回転当たりの吐出量を変更する構造について説明したが、このような構造にも限定されない。オイルポンプは内接式、外接式を問わずギヤポンプにも限定されず、可変容量形のものであればよい。   In the above-described embodiment, the variable displacement mechanism of the oil pump 5 has been described with respect to the structure in which the drive rotor 51 and the driven rotor 52 are displaced by the adjustment ring 53 to change the discharge amount per one rotation of the input shaft 5a. It is not limited to such a structure. The oil pump is not limited to a gear pump regardless of whether it is an internal type or an external type, and may be a variable displacement type.

さらに、エンジン１の油圧を制御するために可変容量形のオイルポンプ５を装備する構造にも限定されず、例えばリニアソレノイドバルブなど、開度を無段階に調整して、油圧をリニアに調圧することのできるバルブを用いて、容量が固定のオイルポンプから吐出されるオイルの油量および油圧を調整するようにしてもよい。   Further, the structure is not limited to a structure equipped with a variable displacement type oil pump 5 for controlling the hydraulic pressure of the engine 1, and the hydraulic pressure is regulated linearly by adjusting the opening degree steplessly, such as a linear solenoid valve. An oil amount and oil pressure of oil discharged from an oil pump having a fixed capacity may be adjusted using a valve that can be used.

また、前記の実施形態では、ターボ回転数Ｎｔおよびターボ状態（一例としてベアリング３１，３２，３６の温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂ）に応じて、エンジン１の油圧を制御しているが、これにも限定されず、少なくともターボ回転数Ｎｔに応じて油圧を制御するようにしてもよい。   In the above-described embodiment, the hydraulic pressure of the engine 1 is controlled according to the turbo speed Nt and the turbo state (for example, the temperatures Trb and Tsb of the bearings 31, 32, and 36). Instead, the hydraulic pressure may be controlled according to at least the turbo speed Nt.

また、前記の実施形態では、ターボ回転数Ｎｔをエンジン１の運転状態（吸気量Ｇａ、エンジン回転数Ｎｅ、負荷率など）から推定しているが、さらに大気圧も加味するようにすれば、ターボ回転数Ｎｔをより正確に推定し、これに基づいてより適切な目標油圧Ｐｔを設定することができる。   Further, in the above-described embodiment, the turbo rotation speed Nt is estimated from the operating state of the engine 1 (intake air amount Ga, engine rotation speed Ne, load factor, etc.), but if atmospheric pressure is also taken into account, The turbo rotational speed Nt can be estimated more accurately, and a more appropriate target oil pressure Pt can be set based on this.

同様にターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂについても、エンジン１の運転状態だけでなく、例えば油温やエンジン水温の少なくとも一方を加味すれば、より正確に推定することができる。また、ターボチャージャ２０の温度状態としてベアリング３１，３２，３６以外の温度を用いてもよい。   Similarly, the turbo temperatures Trb and Tsb can be estimated more accurately by considering not only the operating state of the engine 1 but also at least one of the oil temperature and the engine water temperature, for example. Further, a temperature other than the bearings 31, 32, 36 may be used as the temperature state of the turbocharger 20.

さらに、ターボ回転数Ｎｔをターボチャージャ２０に配設した専用の回転数センサによって検出するようにしてもよいし、ターボチャージャ２０の温度状態も専用の温度センサによって検出するようにしてもよい。こうした場合は、過渡時においてもターボチャージャ２０の回転数Ｎｔや温度状態を正確に検出できるので、前記実施形態のようなターボ時定数τを用いた補正を行わなくてもよい。   Further, the turbo rotation speed Nt may be detected by a dedicated rotation speed sensor disposed in the turbocharger 20, or the temperature state of the turbocharger 20 may be detected by a dedicated temperature sensor. In such a case, since the rotational speed Nt and the temperature state of the turbocharger 20 can be accurately detected even during the transition, it is not necessary to perform correction using the turbo time constant τ as in the above embodiment.

また、前記の実施形態において、さらに目標油圧Ｐｔを、エンジン１の油温が高いときほど高めの値になるように補正してもよい。これは、エンジン１の油温が高いほど、これによるターボチャージャ２０のベアリング３１，３２，３６などの冷却性能が低下するからである。   In the above-described embodiment, the target oil pressure Pt may be further corrected so as to increase as the oil temperature of the engine 1 increases. This is because the higher the oil temperature of the engine 1, the lower the cooling performance of the bearings 31, 32, 36, etc. of the turbocharger 20 due to this.

本発明の油圧制御によれば、ターボ過給機の信頼性を損なうことなくオイルポンプの駆動負荷をできるだけ軽減し、燃費の改善が図られるので、例えば自動車のエンジンなどに適用して効果が高い。   According to the hydraulic control of the present invention, the driving load of the oil pump can be reduced as much as possible without impairing the reliability of the turbocharger, and the fuel efficiency can be improved. For example, it is highly effective when applied to an automobile engine or the like. .

１ エンジン
５ 可変容量形のオイルポンプ
２０ ターボチャージャ（ターボ過給機）
３１，３２ ラジアルベアリング（ラジアル軸受け）
３６ スラストベアリング（スラスト軸受け）
１００ ＥＣＵ（目標油圧設定部）
Ｎｔ ターボ回転数（ターボ過給機の回転数）
Ｔｒｂ ラジアルベアリングの温度（ターボ過給機の温度状態）
Ｔｓｂ スラストベアリングの温度（ターボ過給機の温度状態）
Ｐ オイルポンプの吐出圧
Ｐｔ 目標油圧（油圧の制御目標値）
τ ターボ時定数
τｒ ターボ回転時定数
τＴ ターボ温度時定数 1 Engine 5 Variable displacement oil pump 20 Turbocharger (turbocharger)
31, 32 Radial bearing (radial bearing)
36 Thrust bearing (Thrust bearing)
100 ECU (target oil pressure setting unit)
Nt Turbo speed (speed of turbocharger)
Trb Radial bearing temperature (Turbocharger temperature condition)
Tsb Thrust bearing temperature (turbocharger temperature state)
P Oil pump discharge pressure Pt Target oil pressure (Hydraulic control target value)
τ Turbo time constant τ r Turbo rotation time constant τ T Turbo temperature time constant

Claims (12)

ターボ過給機を備えたエンジンの油圧制御装置であって、
前記ターボ過給機の回転数を検出または推定して、このターボ回転数が高いほど高圧側の値になるようにエンジンの油圧の制御目標値を設定する、目標油圧設定部を備えることを特徴とするエンジンの油圧制御装置。 An engine hydraulic control device equipped with a turbocharger,
A target oil pressure setting unit configured to detect or estimate the rotation speed of the turbocharger and set a control target value of the engine oil pressure so that the higher the turbo rotation speed is, the higher the value is; The engine hydraulic control device. 請求項１に記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、
エンジンの運転状態に基づいて推定されるターボ回転数に対応するように油圧の制御目標値を設定するとともに、
エンジンの運転状態の変化に対するターボ回転数の変化およびターボ過給機の温度変化の少なくとも一方の応答遅れを表す時定数を算出し、この時定数を用いて前記油圧の制御目標値を補正する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control device according to claim 1,
The target hydraulic pressure setting unit is
Set the hydraulic control target value to correspond to the turbo speed estimated based on the engine operating state,
Calculating a time constant representing a response delay of at least one of a change in turbo rotation speed and a change in temperature of the turbocharger with respect to a change in the operating state of the engine, and corrects the control target value of the hydraulic pressure using the time constant; Hydraulic control device for the engine. 請求項２に記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態の変化に対するターボ回転数の変化の応答遅れを表すターボ回転時定数を算出し、このターボ回転時定数を用いて油圧の制御目標値を補正する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control device according to claim 2,
The target hydraulic pressure setting unit calculates a turbo rotation time constant representing a response delay of a change in turbo rotation speed with respect to a change in engine operating state, and corrects the control target value of the hydraulic pressure using the turbo rotation time constant. Hydraulic control device. 請求項３に記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、前記ターボ回転時定数を少なくともエンジンの吸気量に基づいて算出する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control apparatus according to claim 3,
The target hydraulic pressure setting unit calculates the turbo rotation time constant based on at least an intake air amount of the engine. 請求項３または４のいずれかに記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、エンジン回転数の上昇する加速の過渡時には、エンジン回転数の低下する減速の過渡時に比べて前記ターボ回転時定数を小さな値に算出する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control apparatus according to any one of claims 3 and 4,
The target hydraulic pressure setting unit calculates the turbo rotation time constant to a smaller value at the time of acceleration transient when the engine speed increases, than at the time of deceleration transient when the engine speed decreases. 請求項２〜５のいずれか１つに記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態の変化に対するターボ過給機の温度変化の応答遅れを表すターボ温度時定数を算出し、このターボ温度時定数を用いて油圧の制御目標値を補正する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control device according to any one of claims 2 to 5,
The target hydraulic pressure setting unit calculates a turbo temperature time constant representing a response delay of the temperature change of the turbocharger with respect to a change in the engine operating state, and corrects the control target value of the hydraulic pressure using the turbo temperature time constant. , Engine hydraulic control device. 請求項６に記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、ターボ過給機のタービンシャフトのラジアル軸受けおよびスラスト軸受けのいずれか一方について、その温度変化の応答遅れを表すようにターボ温度時定数を算出する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control apparatus according to claim 6,
The target hydraulic pressure setting unit is a hydraulic control device for an engine that calculates a turbo temperature time constant so as to represent a response delay of a temperature change for either one of a radial bearing and a thrust bearing of a turbine shaft of a turbocharger. 請求項７に記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、エンジン回転数の上昇する加速の過渡時には、熱容量の小さな方の軸受けについてターボ温度時定数を算出する一方、エンジン回転数の低下する減速の過渡時には、熱容量の大きな方の軸受けについてターボ温度時定数を算出する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control apparatus according to claim 7,
The target hydraulic pressure setting unit calculates a turbo temperature time constant for a bearing having a smaller heat capacity at the time of acceleration transient when the engine speed increases, while at the time of deceleration transition at which the engine speed decreases, Hydraulic control device for the engine that calculates the turbo temperature time constant for the bearing. 請求項６〜８のいずれか１つに記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、エンジンの油温および水温の少なくとも一方を加味して前記ターボ温度時定数を算出する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control apparatus according to any one of claims 6 to 8,
The target hydraulic pressure setting unit calculates the turbo temperature time constant in consideration of at least one of an engine oil temperature and a water temperature. 請求項２〜９のいずれか１つに記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態に大気圧も加味してターボ回転数を推定する、エンジンの油圧制御装置。 The hydraulic control apparatus for an engine according to any one of claims 2 to 9,
The target hydraulic pressure setting unit is an engine hydraulic pressure control device that estimates a turbo rotational speed by taking atmospheric pressure into consideration in an engine operating state. 請求項２〜１０のいずれか１つに記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、エンジンの油温が高いときほど高圧側の値になるように、油圧の制御目標値を設定する、エンジンの油圧制御装置。 The hydraulic control apparatus for an engine according to any one of claims 2 to 10,
The target hydraulic pressure setting unit sets the hydraulic control target value so that the higher the engine oil temperature, the higher the hydraulic pressure value. 請求項１〜１１のいずれか１つに記載のエンジンの油圧制御装置において、
エンジンには容量可変形のオイルポンプが装備され、
前記目標油圧設定部により設定された油圧の制御目標値に基づいて前記オイルポンプの容量を変更し、その吐出圧を制御するように構成されている、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control apparatus according to any one of claims 1 to 11,
The engine is equipped with a variable capacity oil pump,
An engine hydraulic control device configured to change a capacity of the oil pump based on a hydraulic control target value set by the target hydraulic pressure setting unit and to control a discharge pressure thereof.
JP2013030139A 2013-02-19 2013-02-19 Hydraulic control device for engine Active JP5989569B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2013030139A JP5989569B2 (en) 2013-02-19 2013-02-19 Hydraulic control device for engine

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2013030139A JP5989569B2 (en) 2013-02-19 2013-02-19 Hydraulic control device for engine

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2014159758A true JP2014159758A (en) 2014-09-04
JP5989569B2 JP5989569B2 (en) 2016-09-07

Family

ID=51611600

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2013030139A Active JP5989569B2 (en) 2013-02-19 2013-02-19 Hydraulic control device for engine

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP5989569B2 (en)

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2016075191A (en) * 2014-10-03 2016-05-12 トヨタ自動車株式会社 Hydraulic controller
JP2016098684A (en) * 2014-11-19 2016-05-30 アイシン精機株式会社 Pressure adjusting device
WO2017029763A1 (en) * 2015-08-20 2017-02-23 日産自動車株式会社 Engine control device and engine control method
US10301983B2 (en) 2014-11-19 2019-05-28 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Relief valve
CN110271529A (en) * 2018-03-16 2019-09-24 通用汽车环球科技运作有限责任公司 The method of propulsion system is managed based on the health status of lubricating system
CN115095407A (en) * 2022-05-25 2022-09-23 潍柴动力股份有限公司 Diesel engine oil pressure control method and system

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR102324872B1 (en) 2015-12-03 2021-11-09 주식회사 엘지생활건강 Oral formulation comprising malleable oral composition

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS61171828A (en) * 1985-01-28 1986-08-02 Nissan Motor Co Ltd Lubricating apparatus for turbocharger
JP2000130174A (en) * 1998-10-27 2000-05-09 Fuji Heavy Ind Ltd Control device of engine with supercharger
JP2005090403A (en) * 2003-09-18 2005-04-07 Toyota Motor Corp Lubrication controller for supercharger with motor
JP2005220888A (en) * 2004-02-09 2005-08-18 Denso Corp Supercharging pressure presuming device of internal combustion engine with supercharger

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS61171828A (en) * 1985-01-28 1986-08-02 Nissan Motor Co Ltd Lubricating apparatus for turbocharger
JP2000130174A (en) * 1998-10-27 2000-05-09 Fuji Heavy Ind Ltd Control device of engine with supercharger
JP2005090403A (en) * 2003-09-18 2005-04-07 Toyota Motor Corp Lubrication controller for supercharger with motor
JP2005220888A (en) * 2004-02-09 2005-08-18 Denso Corp Supercharging pressure presuming device of internal combustion engine with supercharger

Cited By (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2016075191A (en) * 2014-10-03 2016-05-12 トヨタ自動車株式会社 Hydraulic controller
JP2016098684A (en) * 2014-11-19 2016-05-30 アイシン精機株式会社 Pressure adjusting device
US10301983B2 (en) 2014-11-19 2019-05-28 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Relief valve
RU2677298C1 (en) * 2015-08-20 2019-01-16 Ниссан Мотор Ко., Лтд. Engine control device and engine control method
JPWO2017029763A1 (en) * 2015-08-20 2018-06-07 日産自動車株式会社 ENGINE CONTROL DEVICE AND ENGINE CONTROL METHOD
KR101851923B1 (en) * 2015-08-20 2018-06-07 닛산 지도우샤 가부시키가이샤 Control device of engine and control method of engine
KR20180029074A (en) * 2015-08-20 2018-03-19 닛산 지도우샤 가부시키가이샤 Control device of engine and control method of engine
WO2017029763A1 (en) * 2015-08-20 2017-02-23 日産自動車株式会社 Engine control device and engine control method
US10344684B2 (en) 2015-08-20 2019-07-09 Nissan Motor Co., Ltd. Control device of engine and control method of engine
CN110271529A (en) * 2018-03-16 2019-09-24 通用汽车环球科技运作有限责任公司 The method of propulsion system is managed based on the health status of lubricating system
CN110271529B (en) * 2018-03-16 2022-09-06 通用汽车环球科技运作有限责任公司 Method for managing a propulsion system based on the health of the lubrication system
CN115095407A (en) * 2022-05-25 2022-09-23 潍柴动力股份有限公司 Diesel engine oil pressure control method and system
CN115095407B (en) * 2022-05-25 2024-03-19 潍柴动力股份有限公司 Diesel engine oil pressure control method and system

Also Published As

Publication number Publication date
JP5989569B2 (en) 2016-09-07

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5989569B2 (en) Hydraulic control device for engine
JP6013223B2 (en) Hydraulic control device for engine
US5123246A (en) Continuously proportional variable geometry turbocharger system and method of control
JP6217236B2 (en) Control device and control method for multi-cylinder engine
JP5898107B2 (en) Control unit for variable displacement oil pump
US20110219767A1 (en) Control device for internal combustion engine equipped with turbocharger
US10267190B2 (en) Engine oil supply apparatus
USRE41714E1 (en) Valve characteristic changing apparatus for internal combustion engine
CN105189977A (en) Control device for multi-cylinder engine
US20100080724A1 (en) Two stage pressure regulation system for variable displacement hydraulic pumps
CA1207539A (en) Control arrangement for an hydraulic assist turbocharger
EP2683921A1 (en) Combustion engine lubrication system comprising a variable-displacement oil pump
JP6551445B2 (en) Engine control device
JP2014015898A (en) Internal combustion engine and method for controlling internal combustion engine
JP6009966B2 (en) Hydraulic control device
JP2010169066A (en) Control device for vehicle
EP2412978B1 (en) Lubrication system for internal combustion engine
JP7410813B2 (en) Control device for variable capacity oil pump
JP2010185302A (en) Control device for internal combustion engine
JP5045510B2 (en) Control device for an internal combustion engine with a supercharger
JP2018159339A (en) Control device of engine
JP2010209885A (en) Control device of lubricating oil supply device
JPH05231119A (en) Lubricating oil feed controller for engine
JP2020139467A (en) Control device for internal combustion engine
JPH0725250U (en) Lubricating oil passage structure for supercharged engine

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20150409

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20160215

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20160301

A521 Request for written amendment filed

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20160420

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20160726

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20160810

R151 Written notification of patent or utility model registration

Ref document number: 5989569

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250