JP2015161278A - Engine valve timing control device - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、油圧作動式の可変バルブタイミング機構によってエンジンにおける吸排気弁の開閉時期をエンジン運転状態に応じて制御する、エンジンのバルブタイミング制御装置に関する技術分野に属する。 The present invention belongs to a technical field related to an engine valve timing control device that controls an opening / closing timing of an intake / exhaust valve in an engine according to an engine operating state by a hydraulically operated variable valve timing mechanism.
従来より、油圧作動式の可変バルブタイミング機構はよく知られており、このものは、エンジンのクランク軸と連動して回転するハウジングと、カム軸と一体回転するベーン体とにより区画された進角作動室及び遅角作動室を有している。これら進角作動室及び遅角作動室への油圧供給により上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角を変化させ、これにより弁の開閉時期を変化させる。 BACKGROUND ART Conventionally, a hydraulically operated variable valve timing mechanism is well known, and this is an advance angle defined by a housing that rotates in conjunction with a crankshaft of an engine and a vane body that rotates integrally with a camshaft. It has a working chamber and a retarded working chamber. The phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft is changed by supplying hydraulic pressure to the advance working chamber and the retard working chamber, thereby changing the valve opening / closing timing.
特許文献１では、油圧作動式の可変バルブタイミング機構において、可変バルブタイミング機構の動作をロックするロック機構が設けられ、このロック機構は、ベーン体をハウジングに対して所定の回転角で固定する（つまり、カム軸のクランク軸に対する位相角を固定する）ロックピンを有している。そして、エンジンの停止時にロック機構のロックピンによって可変バルブタイミング機構をロックするべく、エンジン停止を予測したときに、可変バルブタイミング機構の作動油圧を上昇させる油圧上昇手段（オイルポンプと直列に配置される電気駆動式のアシストオイルポンプや、アイドル回転速度を上昇させる手段）を作動させるようにしている。
In
ところで、上記特許文献１のように、エンジン停止の際には、ロックピンのようなロック部材によって可変バルブタイミング機構をロック状態にすることが好ましく、この場合、エンジン始動時に、そのロック部材をロック解除することになる。また、アイドル運転時にロック状態にしておく場合、そのアイドル運転時であってエンジンの補機によるエンジン負荷の増大時にロック解除することになる。
By the way, as in
上記ロック部材のロック解除動作やロック復帰動作は、出来る限り応答良く行うことが望ましいが、エンジン回転速度でしか吐出量を変更できない通常のオイルポンプでは、特にエンジン回転速度が低いと、上記動作を応答良く行うことが困難であり、上記特許文献１のようなアシストオイルポンプやアイドル回転速度を上昇させる手段を設ける必要がある。しかし、アシストオイルポンプを設けた場合には、コストやスペースの増大を招き、アイドル回転速度を上昇させる手段を設けた場合には、エンジン停止の際にアイドル回転速度を上昇させるので、乗員に違和感を与える可能性がある。
It is desirable to perform the unlocking operation and the unlocking operation of the lock member as responsively as possible. However, in a normal oil pump that can change the discharge amount only at the engine rotation speed, the operation described above is performed particularly when the engine rotation speed is low. It is difficult to perform with good response, and it is necessary to provide an assist oil pump as described in
本発明は、斯かる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、簡単な構成で、可変バルブタイミング機構におけるロック機構のロック部材のロック解除動作やロック復帰動作を応答良く行えるようにすることにある。 The present invention has been made in view of such a point, and an object of the present invention is to perform a lock release operation and a lock return operation of the lock member of the lock mechanism in the variable valve timing mechanism with a simple response with a simple configuration. There is in doing so.
上記の目的を達成するために、本発明では、エンジンのクランク軸と連動して回転するハウジングとカム軸と一体回転するベーン体とにより区画され、油圧の供給により上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角を変化させるための進角作動室及び遅角作動室と、上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角を特定の位相角で固定するためのロック部材を油圧の供給によりロック解除するとともに弾性付勢力によりロック復帰させるロック機構とを有する油圧作動式の可変バルブタイミング機構と、上記エンジンにおける該可変バルブタイミング機構を含む油圧作動装置へ油圧経路を介してオイルを供給する可変オイルポンプと、上記ロック機構、進角作動室及び遅角作動室への供給油圧を制御する油圧制御弁とを備えた、エンジンのバルブタイミング制御装置を対象として、上記油圧経路の油圧を検出する油圧センサと、上記油圧センサによる検出油圧が、上記エンジンの運転状態に応じて予め設定された目標油圧になるように、上記可変オイルポンプのオイル吐出量を制御する目標油圧制御を実行するポンプ制御装置とを備え、上記ポンプ制御装置は、上記エンジンの特定運転時において、上記ロック機構のロック部材のロック解除動作時又は該ロック部材のロック復帰動作時に、上記目標油圧制御に代えて、上記可変オイルポンプのオイル吐出量を増大させる吐出量増大制御を実行するように構成されている、という構成とした。 In order to achieve the above object, according to the present invention, the housing is partitioned by a housing that rotates in conjunction with the crankshaft of the engine and a vane body that rotates integrally with the camshaft, and the camshaft with respect to the crankshaft is supplied with hydraulic pressure. The advance working chamber and the retard working chamber for changing the phase angle, and the lock member for fixing the phase angle of the cam shaft with respect to the crank shaft at a specific phase angle are unlocked by supplying hydraulic pressure and elastic. A hydraulically operated variable valve timing mechanism having a lock mechanism for returning the lock by an urging force; a variable oil pump for supplying oil to the hydraulic actuator including the variable valve timing mechanism in the engine via a hydraulic path; and An engine valve having a lock mechanism, a hydraulic control valve for controlling the hydraulic pressure supplied to the advance working chamber and the retard working chamber. For the timing control device, the variable oil pump that detects the hydraulic pressure of the hydraulic path and the variable oil pump so that the detected hydraulic pressure by the hydraulic sensor becomes a target hydraulic pressure that is preset according to the operating state of the engine. A pump control device that performs target hydraulic pressure control for controlling the oil discharge amount of the engine, and the pump control device is configured to release the lock member of the lock mechanism during the specific operation of the engine or to release the lock member. At the time of the lock recovery operation, instead of the target hydraulic pressure control, the discharge amount increase control for increasing the oil discharge amount of the variable oil pump is executed.
上記の構成により、可変オイルポンプの吐出量増大制御の実行によって、ロック機構のロック部材のロック解除動作又はロック復帰動作を応答良く行うことができる。また、可変オイルポンプの吐出量増大制御は、目標油圧制御と同様に、可変オイルポンプの吐出量を制御する制御値（例えば、可変容量型オイルポンプのオイル吐出量を制御する制御バルブの制御信号のデューティ比等）を変更することによって、容易に行うことができる。さらに、目標油圧制御の実行によって、エンジン運転状態がどのような状態であっても、油圧作動装置の作動油圧を確保しながら、可変オイルポンプの駆動負荷を適切にして、燃費の向上を図ることができる。 With the above configuration, the lock release operation or the lock return operation of the lock member of the lock mechanism can be performed with good response by executing the discharge amount increase control of the variable oil pump. The variable oil pump discharge amount increase control is performed in the same way as the target hydraulic pressure control. The control value for controlling the variable oil pump discharge amount (for example, the control valve control signal for controlling the oil discharge amount of the variable displacement oil pump). This can be easily performed by changing the duty ratio of the second. Furthermore, by executing the target hydraulic pressure control, the variable oil pump drive load is appropriately set to improve fuel efficiency while ensuring the hydraulic pressure of the hydraulic actuator regardless of the engine operating state. Can do.
上記エンジンのバルブタイミング制御装置の一実施形態では、上記ポンプ制御装置は、上記エンジンの特定運転時としての始動時において、上記ロック機構のロック部材のロック解除動作時に、上記目標油圧制御に代えて、上記吐出量増大制御を実行するように構成されている。 In one embodiment of the valve timing control device for the engine, the pump control device replaces the target hydraulic pressure control during the unlocking operation of the lock member of the lock mechanism at the start as the specific operation of the engine. The discharge amount increase control is executed.
このことにより、エンジンの始動時に、ロック部材のロック解除動作を応答良く行うことができ、また、エンジン停止時に空になっていた進角作動室及び遅角作動室へのオイル充填も早期に行うことができる。よって、バルブタイミング制御を早期に実施することができる。 As a result, when the engine is started, the lock member can be unlocked with good response, and the advance working chamber and the retard working chamber that have become empty when the engine is stopped are also filled early. be able to. Therefore, valve timing control can be implemented early.
上記エンジンのバルブタイミング制御装置の他の実施形態では、上記可変バルブタイミング機構は、上記エンジンが停止する際に上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角が上記特定の位相角にないときには、エンジン停止直前に、上記ロック機構のロック部材を弾性付勢力によりロック復帰させるべく、上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角を上記特定の位相角にするように構成されており、上記ポンプ制御装置は、上記エンジンの特定運転時として、上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角が上記特定の位相角にないときにおける上記エンジン停止直前の運転時において、該ロック部材のロック復帰動作時に、上記目標油圧制御に代えて、上記吐出量増大制御を実行するように構成されている。 In another embodiment of the valve timing control device for the engine, the variable valve timing mechanism may stop the engine when the phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft is not at the specific phase angle when the engine is stopped. Immediately before, the lock member of the lock mechanism is configured so that the phase angle of the cam shaft with respect to the crankshaft is set to the specific phase angle in order to return the lock member by elastic biasing force. During the specific operation of the engine, when the phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft is not at the specific phase angle, the target hydraulic pressure control is performed during the lock return operation of the lock member during the operation immediately before the engine is stopped. Instead, the above-described discharge amount increase control is executed.
これにより、エンジン停止の際に、ロック部材のロック復帰動作を応答良く行うことができ、例えば乗員がイグニッションスイッチをオフしたときにロック復帰動作を行い、その後にエンジンを停止するようにしたとしても、イグニッションスイッチのオフからエンジンが停止するまでの時間を短くすることができる。また、ロック復帰動作時にエンジン回転速度を上昇させなくても、可変オイルポンプの吐出量を制御する制御値の変更によって、該吐出量を制御することができる。よって、エンジン停止の際に乗員に違和感を与えなくて済む。 Thus, when the engine is stopped, the lock member can be returned to the lock with good response.For example, even when the occupant turns off the ignition switch, the lock return operation is performed, and then the engine is stopped. In addition, the time from when the ignition switch is turned off until the engine is stopped can be shortened. Further, the discharge amount can be controlled by changing the control value for controlling the discharge amount of the variable oil pump without increasing the engine speed during the lock recovery operation. Therefore, it is not necessary to give the passenger an uncomfortable feeling when the engine is stopped.
上記エンジンのバルブタイミング制御装置の更に他の実施形態では、上記ポンプ制御装置は、上記エンジンの特定運転時として、上記ロック機構のロック部材のロック状態におけるアイドル運転時であって該エンジンの補機によるエンジン負荷の増大時において、該ロック部材のロック解除動作時に、上記目標油圧制御に代えて、上記吐出量増大制御を実行するように構成されている。 In yet another embodiment of the valve timing control device for the engine, the pump control device may be an auxiliary device of the engine during idle operation in a locked state of the lock member of the lock mechanism as the specific operation of the engine. When the engine load increases due to the above, the discharge amount increase control is executed instead of the target hydraulic pressure control when the lock member is unlocked.
このことで、アイドル運転時に、ロック部材により可変バルブタイミング機構がロックされていたとしても、そのアイドル運転時にエンジンの補機によるエンジン負荷が増大したときには、ロック部材のロック解除動作を応答良く行うことができ、その増大したエンジン負荷に対応するバルブタイミングに早期にすることができる。 As a result, even when the variable valve timing mechanism is locked by the lock member during idle operation, when the engine load due to the auxiliary engine of the engine increases during the idle operation, the lock member unlocking operation should be performed with good response. The valve timing corresponding to the increased engine load can be made early.
上記エンジンのバルブタイミング制御装置において、上記吐出量増大制御は、上記可変オイルポンプのオイル吐出量を最大吐出量にする制御である、ことが好ましい。 In the valve timing control apparatus for the engine, the discharge amount increase control is preferably control for setting the oil discharge amount of the variable oil pump to a maximum discharge amount.
このことにより、ロック部材のロック解除又はロック復帰を出来る限り早期に行うことができる。 As a result, the lock member can be unlocked or returned as early as possible.
以上説明したように、本発明のエンジンのバルブタイミング制御装置によると、オイルポンプを可変オイルポンプとし、油圧センサによる検出油圧が、エンジンの運転状態に応じて予め設定された目標油圧になるように、可変オイルポンプのオイル吐出量を制御する目標油圧制御を実行するポンプ制御装置を備え、そのポンプ制御装置が、エンジンの特定運転時において、ロック機構のロック部材のロック解除動作時又は該ロック部材のロック復帰動作時に、上記目標油圧制御に代えて、可変オイルポンプのオイル吐出量を増大させる吐出量増大制御を実行するようにしたことにより、簡単な構成で、可変バルブタイミング機構におけるロック機構のロック部材のロック解除動作やロック復帰動作を応答良く行えるようになる。 As described above, according to the valve timing control device for an engine of the present invention, the oil pump is a variable oil pump, and the detected oil pressure by the oil pressure sensor becomes a target oil pressure set in advance according to the operating state of the engine. And a pump control device that executes target hydraulic pressure control for controlling the oil discharge amount of the variable oil pump, and the pump control device is configured to release the lock member of the lock mechanism during the specific operation of the engine, or the lock member. By performing the discharge amount increase control for increasing the oil discharge amount of the variable oil pump instead of the target hydraulic pressure control at the time of the lock recovery operation, the lock mechanism of the variable valve timing mechanism can be configured with a simple configuration. The lock member unlocking operation and lock returning operation can be performed with good response.
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
図１は、本発明の実施形態に係るバルブタイミング制御装置における油圧作動式の可変バルブタイミング機構が設けられたエンジン２を示す。このエンジン２は、第１気筒乃至第４気筒が順に図１の紙面に垂直な方向に直列に配置された直列４気筒ガソリンエンジンであって、自動車等の車両に搭載される。エンジン２において、カムキャップ３、シリンダヘッド４、シリンダブロック５、クランクケース（図示せず）及びオイルパン６（図８参照）が上下に連結され、シリンダブロック５に形成された４つのシリンダボア７内をそれぞれ摺動可能なピストン８と、上記クランクケースに回転自在に支持されたクランク軸９とがコネクティングロッド１０によって連結され、シリンダブロック５のシリンダボア７とピストン８とシリンダヘッド４とによって燃焼室１１が気筒毎に形成されている。
FIG. 1 shows an
シリンダヘッド４には、燃焼室１１に開口する吸気ポート１２及び排気ポート１３が設けられ、吸気ポート１２及び排気ポート１３をそれぞれ開閉する吸気弁１４及び排気弁１５が、各ポート１２，１３にそれぞれ装備されている。これら吸気弁１４及び排気弁１５は、それぞれリターンスプリング１６，１７により閉方向（図１上方）に付勢されており、回転するカム軸１８，１９の外周に設けたカム部１８ａ，１９ａによって、スイングアーム２０，２１の略中央部に回転自在に設けられたカムフォロア２０ａ，２１ａが下方に押されて、スイングアーム２０，２１の一端側に設けられたピボット機構２５ａの頂部を支点にして該スイングアーム２０，２１が揺動することで、スイングアーム２０，２１の他端部で吸気弁１４及び排気弁１５がリターンスプリング１６，１７の付勢力に抗して下方に押されて開動するように構成されている。
The
エンジン２の気筒列方向中央部に位置する第２及び第３気筒のスイングアーム２０，２１のピボット機構（後述のＨＬＡ２５のピボット機構２５ａと同様の構成）として、油圧によりバルブクリアランスを自動的にゼロに調整する周知の油圧ラッシュアジャスタ２４（以下、Hydraulic Lash Adjusterの略記を用いてＨＬＡ２４という）が設けられている。尚、ＨＬＡ２４は、図８にのみ示す。
As the pivot mechanism of the
また、エンジン２の気筒列方向両端部に位置する第１及び第４気筒のスイングアーム２０、２１に対しては、ピボット機構２５ａを備える弁停止機構付きＨＬＡ２５が設けられている。この弁停止機構付きＨＬＡ２５は、ＨＬＡ２４と同様にバルブクリアランスを自動的にゼロに調整可能に構成されていることに加えて、エンジン２における全気筒の一部である第１及び第４気筒の作動を休止させる減気筒運転時に、第１及び第４気筒の吸排気弁１４，１５を作動停止（開閉動作を停止）させる一方、全気筒（４気筒）を作動させる全気筒運転時には、第１及び第４気筒の吸排気弁１４，１５を作動させる（開閉動作させる）ようにするものである。第２及び第３気筒の吸排気弁１４，１５は、減気筒運転時及び全気筒運転時共に作動している。このため、減気筒運転時には、エンジン２の全気筒のうち第１及び第４気筒のみの吸排気弁１４，１５が作動停止し、全気筒運転時には、全気筒の吸排気弁１４，１５が作動することになる。尚、減気筒運転及び全気筒運転は、後述の如く、エンジン２の運転状態に応じて切り替えられる。
Further,
シリンダヘッド４における第１及び第４気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、上記弁停止機構付きＨＬＡ２５の下端部を挿入して装着するための装着穴２６，２７がそれぞれ設けられている。また、シリンダヘッド４における第２及び第３気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、上記ＨＬＡ２４の下端部を挿入して装着するための、装着穴２６，２７と同様の装着穴が設けられている。さらに、シリンダヘッド４には、弁停止機構付きＨＬＡ２５用の装着穴２６，２７にそれぞれ連通する２つの油路６１，６３；６２，６４が穿設されており、弁停止機構付きＨＬＡ２５が装着穴２６，２７に嵌合された状態で、油路６１，６２は、弁停止機構付きＨＬＡ２５における不図示の弁停止機構を作動させる油圧（作動圧）を供給し、油路６３，６４は、弁停止機構付きＨＬＡ２５のピボット機構２５ａがバルブクリアランスを自動的にゼロに調整するための油圧を供給するように構成されている。尚、ＨＬＡ２４用の装着穴には、油路６３，６４のみが連通している。上記油路６１〜６４については、図８により後に詳述する。
Mounting
シリンダブロック５には、シリンダボア７の排気側の側壁内を気筒列方向に延びるメインギャラリ５４が設けられている。このメインギャラリ５４の下側近傍には、このメインギャラリ５４と連通するピストン冷却用のオイルジェット２８（オイル噴射弁）が各ピストン８毎に設けられている。このオイルジェット２８は、ピストン８の下側に配置されたノズル部２８ａを有しており、このノズル部２８ａからピストン８の頂部の裏面に向けてエンジンオイル（以下、単にオイルという）を噴射するように構成されている。
The
各カム軸１８，１９の上方には、パイプで形成されたオイルシャワー２９，３０が設けられており、該オイルシャワー２９，３０から潤滑用のオイルを、その下方に位置するカム軸１８，１９のカム部１８ａ，１９ａと、さらに下方に位置するスイングアーム２０，２１とカムフォロア２０ａ、２１ａとの接触部とに滴下するように構成されている。
ここで、油圧作動装置の一つである弁停止機構について説明する。この弁停止機構は、エンジン２における全気筒の一部である第１及び第４気筒の吸排気弁１４，１５のうち少なくとも一方の弁（本実施形態では、両方の弁）をエンジン２の運転状態に応じて油圧作動により作動停止させるものである。これにより、エンジン２の運転状態に応じて減気筒運転に切り替えられたときには、弁停止機構によって第１及び第４気筒の吸排気弁１４、１５の開閉動作が停止させられ、全気筒運転に切り替えられたときには、弁停止機構による弁作動停止がなされなくなり、第１及び第４気筒の吸排気弁１４、１５の開閉動作が行われる。
Here, the valve stop mechanism which is one of the hydraulic actuators will be described. The valve stop mechanism operates at least one of the intake and
上記弁停止機構は、弁停止機構付きＨＬＡ２５に設けられている。これにより、弁停止機構付きＨＬＡ２５は、ピボット機構２５ａと弁停止機構とを備える。ピボット機構２５ａは、油圧によりバルブクリアランスを自動的にゼロに調整する、周知のＨＬＡ２４のピボット機構と実質的に同じ構成である。
The valve stop mechanism is provided in the
上記弁停止機構は、図示は省略するが、ピボット機構２５ａを軸方向に摺動自在に収納する有底の外筒の側周面において径方向に対向する２箇所に形成した貫通孔に対してそれぞれ出入り可能に設けられた一対のロックピンを備えている。これら一対のロックピンは、スプリングにより径方向外側へ付勢されている。外筒の内底部とピボット機構２５ａの底部との間には、ピボット機構２５ａを外筒の上方に押圧して付勢するロストモーションスプリングが設けられている。
Although not shown in the drawings, the valve stop mechanism is formed with respect to through-holes formed at two locations facing each other in the radial direction on the side peripheral surface of the bottomed outer cylinder that houses the
上記両ロックピンが上記外筒の貫通孔に嵌合しているときには、該両ロックピンの上方に位置するピボット機構２５ａが上方に突出した状態で固定される。このときには、ピボット機構２５ａの頂部がスイングアーム２０，２１の揺動の支点となるため、カム軸１８，１９の回転によりカム部１８ａ，１９ａがカムフォロア２０ａ，２１ａを下方に押すと、吸排気弁１４，１５がリターンスプリング１６，１７の付勢力に抗して下方に押されて開弁する。したがって、第１及び第４気筒について弁停止機構をロックピンが貫通孔に嵌合した状態にすることで、全気筒運転を行うことができる。
When the both lock pins are fitted in the through holes of the outer cylinder, the
一方、作動油圧により上記両ロックピンの外側端面を押圧すると、上記スプリングの圧縮力に抗して、両ロックピンが互いに接近するように外筒の径方向内側に後退して、外筒の貫通孔と嵌合しなくなり、これにより、ロックピンの上方に位置するピボット機構２５ａがロックピンと共に外筒の軸方向の下側に移動する。これにより、弁停止状態となる。すなわち、吸排気弁１４，１５を上方に付勢するリターンスプリング１６，１７の方がピボット機構２５ａを上方に付勢するロストモーションスプリングよりも付勢力が強くなるように構成されているため、カム軸１８，１９の回転によりカム部１８ａ，１９ａがカムフォロア２０ａ，２１ａを下方に押すと、吸排気弁１４，１５の頂部がスイングアーム２０，２１の揺動の支点となり、吸排気弁１４，１５は閉弁されたまま、ピボット機構２５ａがロストモーションスプリングの付勢力に抗して下方に押される。したがって、作動油圧によりロックピンを貫通孔に対して非嵌合の状態にすることで、減気筒運転を行うことができる。
On the other hand, when the outer end surfaces of both the lock pins are pressed by the operating hydraulic pressure, the lock pins are retracted radially inward so that the lock pins approach each other against the compressive force of the spring, and the outer cylinder penetrates. As a result, the
次に、図２〜図４を参照しながら、油圧作動装置の一つである吸気側の可変バルブタイミング機構３２（以下、ＶＶＴ３２という）について説明する。 Next, an intake side variable valve timing mechanism 32 (hereinafter referred to as VVT 32), which is one of hydraulic actuators, will be described with reference to FIGS.
ＶＶＴ３２は、略円環状のハウジング２０１と、該ハウジング２０１の内部に収容されたベーン体２０２とを有している。このハウジング２０１は、クランク軸９と同期して回転するカムプーリ２０３と一体回転可能に連結されていて、クランク軸９と連動して回転する。ベーン体２０２は、ボルト２０５（図４参照）により、吸気弁１４を開閉させるカム軸１８と一体回転可能に連結されている。
The
ハウジング２０１の内部には、ハウジング２０１の内周面とベーン体２０２の外周面に設けられたベーン２０２ａとで区画された進角作動室２０７及び遅角作動室２０８がそれぞれ複数形成されている。進角作動室２０７及び遅角作動室２０８は、それぞれ進角側油路２１１及び遅角側油路２１２を介して、油圧制御弁としての吸気側第１方向切替弁３４に接続されている（図８参照）。カム軸１８及びベーン体２０２には、これら進角側油路２１１及び遅角側油路２１２の一部を構成する進角側通路２１５及び遅角側通路２１６が形成されている。
A plurality of
進角側通路２１５は、ベーン体２０２において中心部近傍から放射状に延びて各進角作動室２０７に接続され、遅角側通路２１６は、ベーン体２０２において中心部近傍から放射状に延びて各遅角作動室２０８に接続される。ベーン体２０２における中心部近傍から放射状に延びる複数の進角側通路２１５のうちの１つは、ベーン体２０２の外周面におけるベーン２０２ａが形成されていない部分に形成されかつ後述のロックピン２３１（ロック部材）が嵌合する嵌合凹部２０２ｂの底面に接続されて、この嵌合凹部２０２ｂを介して、複数の進角作動室２０７のうちの１つに接続される。
The
ＶＶＴ３２には、該ＶＶＴ３２の動作をロックするロック機構２３０が設けられている。このロック機構２３０は、カム軸１８のクランク軸９に対する位相角を特定の位相角で固定するためのロックピン２３１を有している。本実施形態では、上記特定の位相角は最遅角の位相角であるが、これには限られず、どのような位相角であってもよい。
The
上記ロックピン２３１は、ハウジング２０１の径方向に摺動可能に配設されている。ハウジング２０１におけるロックピン２３１に対するハウジング２０１の径方向外側の部分には、バネホルダ２３２が固定され、このバネホルダ２３２とロックピン２３１との間には、ロックピン２３１をハウジング２０１の径方向内側に付勢するロックピン付勢バネ２３３が設けられている。上記嵌合凹部２０２ｂがロックピン２３１と対向する位置に位置するとき、ロックピン付勢バネ２３３によって、ロックピン２３１が、嵌合凹部２０２ｂに嵌合してロック状態となり、これにより、ベーン体２０２がハウジング２０１に対して固定されて、カム軸１８のクランク軸９に対する位相角が固定されることになる。
The
上記進角作動室２０７及び上記遅角作動室２０８は、それぞれ進角側油路２１１及び遅角側油路２１２を介して、吸気側第１方向切替弁３４に接続され、吸気側第１方向切替弁３４は、オイルを供給する可変オイルポンプとしての後述の可変容量型オイルポンプ３６（図８参照）に接続されている。吸気側第１方向切替弁３４の制御により、進角作動室２０７及び遅角作動室２０８へのオイル供給量を制御することができる。吸気側第１方向切替弁３４の制御により、遅角作動室２０８に進角作動室２０７よりも多くの供給量（高い油圧）でもってオイルを供給すると、カム軸１８（ベーン体２０２）がハウジング２０１（クランク軸９）に対してその回転方向（図２及び図３の矢印の方向）とは逆向きに回動するため、吸気弁１４の開時期が遅くなり、カム軸１８の最遅角位置ではロックピン２３１が嵌合凹部２０２ｂに嵌合する（図２参照）。一方、吸気側第１方向切替弁３４の制御により、進角作動室２０７に遅角作動室２０８よりも多くの供給量（高い油圧）でもってオイルを供給すると、カム軸１８がその回転方向に回動して、吸気弁１４の開時期が早くなる（図３参照）。カム軸１８を最遅角位置から進角させる場合には、油圧により、ロックピン２３１をロックピン付勢バネ２３３に抗してハウジング２０１の径方向外側に押し出してロック解除する。このとき、嵌合凹部２０２ｂに連通する進角作動室２０７以外の進角作動室２０７には既にオイルが充填されており、このロック解除後直ぐに、吸気側第１方向切替弁３４の制御により、カム軸１８をその回転方向に回動させることで、吸気弁１４の開時期を早くすることができる。尚、ロックピン２３１のロック解除には、ロックピン付勢バネ２３３の付勢力に打ち勝つ油圧を進角作動室２０７に供給する必要があり、この油圧は、吸気側第１方向切替弁３４の制御により得られるとともに、可変容量型オイルポンプ３６の吐出量の制御によっても得られる。また、この油圧を進角作動室２０７に供給しながら、該油圧よりも低い油圧（基本的には、０に近い油圧）を遅角作動室２０８に供給することで、ロックピン２３１のロック解除後直ぐにカム軸１８がその回転方向に回動して、ロック位置から外れる。その後に、吸気側第１方向切替弁３４の制御により、吸気弁１４の開弁位相の制御を行う。
The
図５〜図７は、油圧作動装置の一つである排気側の可変バルブタイミング３３（以下、ＶＶＴ３３という）を示す。ＶＶＴ３３の構成は、ＶＶＴ３２の構成と同様であり、ＶＶＴ３２と同じ構成要素については、同じ符号を付してその詳細な説明は省略する。
5 to 7 show a variable valve timing 33 (hereinafter referred to as VVT 33) on the exhaust side, which is one of the hydraulic actuators. The configuration of the
ＶＶＴ３３のロック機構２３０も、ＶＶＴ３２と同様に、カム軸１９のクランク軸９に対する位相角を特定の位相角で固定するためのロックピン２３１を有しているが、本実施形態では、その特定の位相角は、ＶＶＴ３２とは異なり、最進角の位相角である。但し、これに限られるものではなく、どのような位相角であってもよい。そして、ベーン体２０２における中心部近傍から放射状に延びる複数の遅角側通路２１６のうちの１つが、ロックピン２３１が嵌合する嵌合凹部２０２ｂの底面に接続されて、この嵌合凹部２０２ｂを介して、複数の遅角作動室２０８のうちの１つに接続される。
The
ＶＶＴ３３の進角作動室２０７及び遅角作動室２０８は、それぞれ進角側油路２１１及び遅角側油路２１２を介して、油圧制御弁としての排気側第１方向切替弁３５に接続され、排気側第１方向切替弁３５は、可変容量型オイルポンプ３６に接続されている（図８参照）。排気側第１方向切替弁３５の制御により、ＶＶＴ３３の進角作動室２０７及び遅角作動室２０８へのオイル供給量を制御することができる。排気側第１方向切替弁３５の制御により、進角作動室２０７に遅角作動室２０８よりも多くの供給量（高い油圧）でもってオイルを供給すると、カム軸１９がその回転方向（図５及び図６の矢印の方向）に回動して、排気弁１５の開時期が早くなり、カム軸１９の最進角位置ではロックピン２３１が嵌合凹部２０２ｂに嵌合する（図５参照）。一方、排気側第１方向切替弁３５の制御により、遅角作動室２０８に進角作動室２０８よりも多くの供給量（高い油圧）でもってオイルを供給すると、カム軸１９がその回転方向とは逆向きに回動して、排気弁１５の開時期が遅くなる（図６参照）。カム軸１９の最進角位置から遅角させる場合には、油圧により、ロックピン２３１をロックピン付勢バネ２３３に抗してハウジング２０１の径方向外側に押し出してロック解除する。このとき、嵌合凹部２０２ｂに連通する遅角作動室２０８以外の遅角作動室２０８には既にオイルが充填されており、このロック解除後直ぐに、排気側第１方向切替弁３５により、カム軸１９をその回転方向とは逆向きに回動させることで、排気弁１５の開時期を遅くすることができる。尚、ＶＶＴ３３のロックピン２３１のロック解除には、ロックピン付勢バネ２３３の付勢力に打ち勝つ油圧を遅角作動室２０８に供給する必要があり、この油圧は、排気側第１方向切替弁３５の制御により得られるとともに、可変容量型オイルポンプ３６の吐出量の制御によっても得られる。また、この油圧を遅角作動室２０８に供給しながら、該油圧よりも低い油圧（基本的には、０に近い油圧）を進角作動室２０７に供給することで、ロックピン２３１のロック解除後直ぐにカム軸１８がその回転方向とは逆向きに回動して、ロック位置から外れる。その後に、排気側第１方向切替弁３５の制御により、排気弁１５の開弁位相の制御を行う。
The
ＶＶＴ３２とは異なり、ＶＶＴ３３の各ベーン２０２ａと、ハウジング２０１における該ベーン２０２ａに対しカム軸１９の回転方向とは反対側に対向する部分との間（つまり進角作動室２０７）には、圧縮コイルバネ２４０が配設されている。この圧縮コイルバネ２４０は、ベーン体２０２を進角側に付勢して、ベーン体２０２の進角側への移動をアシストするものである。これは、カム軸１９には、後述の燃料ポンプ８１及びバキュームポンプ８２（図８参照）の負荷がかかるので、その負荷に打ち勝ってベーン体２０２を最進角位置にまで確実に移動させる（ロックピン２３１を嵌合凹部２０２ｂに確実に嵌合させる）ためである。
Unlike the
ＶＶＴ３２（及び／又はＶＶＴ３３）によって、吸気弁１４の開弁位相を進角方向に変更する（及び／又は、排気弁１５の開弁位相を遅角方向に変更する）と、排気弁１５の開弁期間と吸気弁１４の開弁期間とがオーバーラップする。特に吸気弁１４の開弁位相を進角方向に変更することにより吸気弁１４及び排気弁１５の開弁期間をオーバーラップさせることで、エンジン燃焼時の内部ＥＧＲ量を増加させることができるとともに、ポンピングロスを低減して燃費性能を向上することができる。また、燃焼温度を抑えることもできるため、ＮＯｘの発生を抑えて排気浄化を図れる。一方、ＶＶＴ３２（及び／又はＶＶＴ３３）によって、吸気弁１４の開弁位相を遅角方向に変更する（及び／又は、排気弁１５の開弁位相を進角方向に変更する）と、吸気弁１４の開弁期間と排気弁１５の開弁期間とのバルブオーバーラップ量が減少するために、アイドリング時等のようにエンジン負荷が所定値以下の低負荷時には、安定燃焼性を確保できる。本実施形態では、高負荷時にバルブオーバーラップ量を出来る限り大きくするために、上記低負荷時にも、吸気弁１４及び排気弁１５の開弁期間をオーバーラップさせるようにしている。
When the valve opening phase of the
次に、図８を参照しながら、上述のエンジン２にオイルを供給するためのオイル供給装置１について詳細に説明する。図示するように、オイル供給装置１は、クランク軸９の回転によって駆動される可変容量型オイルポンプ３６（以下、オイルポンプ３６という。）と、オイルポンプ３６に接続され、オイルポンプ３６により昇圧されたオイルをエンジン２の潤滑部及び油圧作動装置に導く給油路５０（油圧経路）とを備えている。オイルポンプ３６は、エンジン２により駆動される補機である。
Next, the
上記給油路５０は、パイプや、シリンダヘッド４、シリンダブロック５等に穿設された通路からなる。給油路５０は、オイルポンプ３６に連通され、オイルポンプ３６（詳細には、後述の吐出口３６１ｂ）からシリンダブロック５内の分岐点５４ａまで延びる第１連通路５１と、シリンダブロック５内で気筒列方向に延びる上記メインギャラリ５４と、該メインギャラリ５４上の分岐点５４ｂからシリンダヘッド４まで延びる第２連通路５２と、シリンダヘッド４内で吸気側と排気側との間を略水平方向に延びる第３連通路５３と、シリンダヘッド４内で第３連通路５３から分岐する複数の油路６１〜６９とを備えている。
The
上記オイルポンプ３６は、該オイルポンプ３６の容量を変更してオイルポンプ３６のオイル吐出量を可変にする公知の可変容量型オイルポンプであって、一端側が開口するように形成されかつ内部が断面円形状の空間からなるポンプ収容室を有するポンプボディと該ポンプボディの上記一端開口を閉塞するカバー部材とからなるハウジング３６１と、該ハウジング３６１に回転自在に支持され、上記ポンプ収容室の略中心部を貫通しかつクランク軸９によって回転駆動される駆動軸３６２と、上記ポンプ収容室内に回転自在に収容されて中心部が駆動軸３６２に結合されたロータ３６３及び該ロータ３６３の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット内にそれぞれ出没自在に収容されたべーン３６４からなるポンプ要素と、該ポンプ要素の外周側にロータ３６３の回転中心に対して偏心可能に配置され、ロータ３６３及び相隣接するべーン３６４と共に複数の作動油室であるポンプ室３６５を画成するカムリング３６６と、上記ポンプボディ内に収容され、ロータ３６３の回転中心に対するカムリング３６６の偏心量が増大する側へカムリング３６６を常時付勢する付勢部材であるスプリング３６７と、ロータ３６３の内周側の両側部に摺動自在に配置された、ロータ３６３よりも小径の一対のリング部材３６８とを備えている。ハウジング３６１は、内部のポンプ室３６５にオイルを供給する吸入口３６１ａと、ポンプ室３６５からオイルを吐出する吐出口３６１ｂとを備えている。ハウジング３６１の内部には、該ハウジング３６１の内周面とカムリング３６６の外周面により画成された圧力室３６９が形成されており、該圧力室３６９に開口する導入孔３６９ａが設けられている。オイルポンプ３６は、導入孔３６９ａから圧力室３６９にオイルを導入することで、カムリング３６６が支点３６１ｃに対して揺動して、ロータ３６３がカムリング３６６に対して相対的に偏心し、オイルポンプ３６の吐出容量が変化するように構成されている。
The
オイルポンプ３６の吸入口３６１ａには、オイルパン６に臨むオイルストレーナ３９が接続されている。オイルポンプ３６の吐出口３６１ｂに連通する第１連通路５１には、上流側から下流側に順に、オイルフィルタ３７及びオイルクーラ３８が配置されており、オイルパン６内に貯留されたオイルは、オイルストレーナ３９を通じてオイルポンプ３６によってくみ上げられた後、オイルフィルタ３７で濾過されかつオイルクーラ３８で冷却されてからシリンダブロック５内のメインギャラリ５４に導入される。
An
メインギャラリ５４は、４つのピストン８の背面側に冷却用オイルを噴射するための上記オイルジェット２８と、クランク軸９を回動自在に支持する５つのメインジャーナルに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４１と、４つのコネクティングロッドを回転自在に連結する、クランク軸９のクランクピンに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４２とに接続されており、このメインギャラリ５４にはオイルが常時供給される。
The
メインギャラリ５４上の分岐点５４ｃの下流側には、油圧式チェーンテンショナへオイルを供給するオイル供給部４３と、リニアソレノイドバルブ４９を介してオイルポンプ３６の圧力室３６９へ導入孔３６９ａからオイルを供給する油路４０とが接続されている。
On the downstream side of the
第３連通路５３の分岐点５３ａから分岐する油路６８は、排気側第１方向切替弁３５に接続されており、この排気側第１方向切替弁３５の制御により、進角側油路２１１及び遅角側油路２１２を介して、排気側のＶＶＴ３３の進角油圧室２０７及び遅角油圧室２０８にオイルがそれぞれ供給される。また、分岐点５３ａから分岐する油路６４は、排気側のカム軸１９のカムジャーナルに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４５（図８の白抜き三角△を参照）と、ＨＬＡ２４（図８の黒三角▲を参照）と、弁停止機構付きＨＬＡ２５（図８の白抜き楕円を参照）と、カム軸１９により駆動され、燃焼室１１に燃料を供給する燃料噴射弁に高圧の燃料を供給する燃料ポンプ８１と、カム軸１９により駆動され、ブレーキマスタシリンダの圧力を確保するためのバキュームポンプ８２とに接続されており、この油路６４にはオイルが常時供給される。さらに、油路６４の分岐点６４ａから分岐する油路６６は、排気側のスイングアーム２１に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー３０に接続されており、この油路６６にはオイルが常時供給される。
The
吸気側についても、排気側と同様であり、第３連通路５３の分岐点５３ｃから分岐する油路６７は、吸気側第１方向切替弁３４に接続されており、この吸気側第１方向切替弁３４の制御により、進角側油路２１１及び遅角側油路２１２を介して、吸気側のＶＶＴ３２の進角油圧室２０７及び遅角油圧室２０８にオイルがそれぞれ供給される。この油路６７には、該油路６７（吸気側のＶＶＴ３２のみへオイルを供給するための油圧経路）の油圧を検出する油圧センサ７０が配設されている。また、分岐点５３ｄから分岐する油路６３は、吸気側のカム軸１８のカムジャーナルに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４４（図８の白抜き三角△を参照）と、ＨＬＡ２４（図８の黒三角▲を参照）と、弁停止機構付きＨＬＡ２５（図８の白抜き楕円を参照）とに接続されている。さらに、油路６３の分岐点６３ａから分岐する油路６５は、吸気側のスイングアーム２０に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー２９に接続されている。
The intake side is the same as the exhaust side, and the
また、第３連通路５３の分岐点５３ｃから分岐する油路６９には、オイルの流れる方向を上流側から下流側への一方向のみに規制する逆止弁４８が配設されている。この油路６９は、逆止弁４８の下流側の分岐点６９ａで、弁停止機構付きＨＬＡ２５用の装着穴２６，２７に連通する上記２つの油路６１，６２に分岐する。油路６１，６２は、吸気側第２方向切替弁４６及び排気側第２方向切替弁４７を介して、吸気側及び排気側の弁停止機構付きＨＬＡ２５の弁停止機構にそれぞれ接続されており、これら吸気側及び排気側第２方向切替弁４６，４７を制御することで各弁停止機構にオイルが供給されるように構成されている。
A
クランク軸９及びカム軸１８，１９を回転自在に支持するメタルベアリングや、ピストン８、カム軸１８，１９等に供給された潤滑用及び冷却用のオイルは、冷却や潤滑を終えた後、図示しないドレイン油路を通ってオイルパン６内に滴下し、オイルポンプ３６により再び環流される。
The metal bearing for rotatably supporting the
上記エンジン２の作動は、コントローラ１００によって制御される。コントローラ１００には、エンジン２の運転状態を検出する各種センサからの検出情報が入力される。コントローラ１００は、例えば、クランク角センサ７１によりクランク軸９の回転角度を検出し、この検出信号に基づいてエンジン回転速度を検出する。また、スロットルポジションセンサ７２により、エンジン２が搭載された車両の乗員によるアクセルペダルの踏み込み量（アクセル開度）を検出し、これに基づいてエンジン負荷を検出する。さらに、上記油圧センサ７０により上記油路６７の圧力を検出する。また、油圧センサ７０と略同じ位置に設けた油温センサ７３により、上記油路６７におけるオイルの温度を検出する。油圧センサ７０は、給油路５０のどこに配設してもよく、油温センサ７３も、給油路５０のどこに配設してもよい（油圧センサ７０とは異なる箇所であってもよい）。さらに、カム軸１８，１９の近傍に設けられたカム角センサ７４により、カム軸１８，１９の回転位相を検出し、このカム角に基づいてＶＶＴ３２，３３の位相角を検出する。また、水温センサ７５によって、エンジン２を冷却する冷却水の温度（以下、水温という）を検出する。
The operation of the
コントローラ１００は、周知のマイクロコンピュータをベースとする制御装置であって、各種センサ（油圧センサ７０、クランクポジションセンサ７１、スロットルポジションセンサ７２、油温センサ７３、カム角センサ７４、水温センサ７５等）からの検出信号を入力する信号入力部と、制御に係る演算処理を行う演算部と、制御対象となる装置（吸気側及び排気側第１方向切替弁３４，３５、吸気側及び排気側第２方向切替弁４６，４７、リニアソレノイドバルブ４９等）に制御信号を出力する信号出力部と、制御に必要なプログラムやデータ（後述する油圧制御マップやデューティ比マップ等）を記憶する記憶部とを備えている。
The
リニアソレノイドバルブ４９は、エンジン２の運転状態に応じてオイルポンプ３６の吐出量を制御するための流量（吐出量）制御弁である。リニアソレノイドバルブ４９の開弁時にオイルポンプ３６の圧力室３６９にオイルが供給されるようになっているが、リニアソレノイドバルブ４９自体の構成は周知であるため説明を省略する。尚、流量（吐出量）制御弁としては、リニアソレノイドバルブ４９に限らず、例えば電磁制御弁を用いてもよい。
The
コントローラ１００は、リニアソレノイドバルブ４９に対し、エンジン２の運転状態に応じたデューティ比の制御信号を送信して、リニアソレノイドバルブ４９を介して、オイルポンプ３６の圧力室３６９へ供給する油圧を制御する。この圧力室３６９の油圧により、カムリング３６６の偏心量を制御してポンプ室３６５の内部容積の変化量を制御することで、オイルポンプ３６の流量（吐出量）を制御する。つまり、上記デューティ比によってオイルポンプ３６の容量が制御される。ここで、オイルポンプ３６は、エンジン２のクランク軸９で駆動されるため、図９に示すように、オイルポンプ３６の流量（吐出量）はエンジン回転速度（つまりポンプ回転数）に比例する。そして、デューティ比が、１サイクルの時間に対するリニアソレノイドバルブ４９への通電時間の割合を表す場合、図示するように、デューティ比が大きいほどオイルポンプ３６の圧力室３６９への油圧が増すため、エンジン回転速度に対するオイルポンプ３６の流量の傾きが減る。
The
次に、図１０を参照しながら、エンジン２の減気筒運転について説明する。エンジン２の減気筒運転又は全気筒運転は、エンジン２の運転状態に応じて切り替えられる。すなわち、エンジン回転速度、エンジン負荷及びエンジン２の水温から把握されるエンジン２の運転状態が、図示する減気筒運転領域内にあるときは減気筒運転が実行される。また、図示するように、この減気筒運転領域に隣接して減気筒運転準備領域が設けられており、エンジンの運転状態がこの減気筒運転準備領域内にあるときは減気筒運転を実行するための準備として、油圧を弁停止機構の要求油圧に向けて予め昇圧させておく。そして、エンジン２の運転状態がこれら減気筒運転領域及び減気筒運転準備領域の外にあるときは、全気筒運転を実行する。
Next, the reduced cylinder operation of the
図１０（ａ）を参照すると、所定のエンジン負荷（Ｌ０以下）で加速して、エンジン回転速度が上昇する場合、エンジン回転速度が所定回転速度Ｖ１未満では、全気筒運転を行い、エンジン回転速度がＶ１以上かつＶ２（＞Ｖ１）未満になると、減気筒運転の準備に入り、エンジン回転速度がＶ２以上になると、減気筒運転を行う。また、例えば、所定のエンジン負荷（Ｌ０以下）で減速して、エンジン回転速度が下降する場合、エンジン回転速度がＶ４以上では、全気筒運転を行い、エンジン回転速度がＶ３（＜Ｖ４）以上かつＶ４未満になると、減気筒運転の準備を行い、エンジン回転速度がＶ３以下になると、減気筒運転を行う。 Referring to FIG. 10 (a), when the engine speed increases by accelerating at a predetermined engine load (L0 or less), all cylinder operation is performed when the engine speed is less than the predetermined speed V1, and the engine speed is increased. When V becomes greater than or equal to V1 and less than V2 (> V1), preparation for reduced cylinder operation starts, and when the engine speed becomes equal to or greater than V2, reduced cylinder operation is performed. Further, for example, when the engine speed is decreased by decelerating at a predetermined engine load (L0 or less), all cylinder operation is performed when the engine speed is V4 or more, and the engine speed is V3 (<V4) or more. When it becomes less than V4, preparation for reduced cylinder operation is performed, and when the engine speed becomes V3 or less, reduced cylinder operation is performed.
図１０（ｂ）を参照すると、所定のエンジン回転速度（Ｖ２以上Ｖ３以下）、所定のエンジン負荷（Ｌ０以下）で走行し、エンジン２が暖機して水温が上昇する場合、水温がＴ０未満では全気筒運転を行い、水温がＴ０以上かつＴ１未満になると減気筒運転の準備を行い、水温がＴ１以上になると減気筒運転を行う。
Referring to FIG. 10 (b), when the vehicle runs at a predetermined engine speed (V2 or higher and V3 or lower) and a predetermined engine load (L0 or lower) and the
仮に上記減気筒運転準備領域を設けなかった場合、全気筒運転から減気筒運転に切り替える際、エンジン２の運転状態が減気筒運転領域に入ってから油圧を弁停止機構の要求油圧まで昇圧させることになるが、油圧が要求油圧に達するまでの時間分、減気筒運転を行う時間が短くなるため、この減気筒運転を行う時間が短くなる分、エンジン２の燃費効率が下がってしまう。
If the reduced-cylinder operation preparation region is not provided, when switching from all-cylinder operation to reduced-cylinder operation, the hydraulic pressure is increased to the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism after the operating state of the
そこで、本実施形態では、エンジン２の燃費効率を最大限上げるため、減気筒運転領域に隣接して減気筒運転準備領域が設けて、この減気筒運転準備領域において油圧を予め昇圧させておき、油圧が要求油圧に達するまでの時間分のロスをなくすように目標油圧（図１１（ａ）参照）を設定しておく。
Therefore, in the present embodiment, in order to maximize the fuel efficiency of the
尚、図１０（ａ）に示すように、減気筒運転領域の高エンジン負荷側に隣接する、一点鎖線で示された領域を減気筒運転準備領域としてもよい。これにより、例えば、所定のエンジン回転速度（Ｖ２以上Ｖ３以下）においてエンジン負荷が下降する場合、エンジン負荷がＬ１（＞Ｌ０）以上では、全気筒運転を行い、エンジン負荷がＬ０以上かつＬ１未満になると、減気筒運転の準備に入り、エンジン負荷がＬ０以下になると、減気筒運転を行うようにしてもよい。 In addition, as shown to Fig.10 (a), it is good also considering the area | region shown with the dashed-dotted line adjacent to the high engine load side of a reduced cylinder operation area | region as a reduced cylinder operation preparation area | region. Thus, for example, when the engine load decreases at a predetermined engine speed (V2 or more and V3 or less), all cylinder operation is performed when the engine load is L1 (> L0) or more, and the engine load is L0 or more and less than L1. Then, the reduced cylinder operation may be started, and when the engine load becomes L0 or less, the reduced cylinder operation may be performed.
次に、図１１を参照しながら、各油圧作動装置（ここでは、弁停止機構及びＶＶＴ３２，３３に加えて、オイルジェット２８や、クランク軸９のジャーナル等のメタルベアリングも油圧作動装置に含まれるものとする）の要求油圧と、オイルポンプ３６の目標油圧とについて説明する。本実施形態におけるオイル供給装置１は、１つのオイルポンプ３６によって複数の油圧作動装置にオイルを供給しており、各油圧作動装置が必要とする要求油圧は、エンジン２の運転状態に応じて変化する。そのため、エンジン２の全ての運転状態において全ての油圧作動装置が必要な油圧を得るためには、当該オイルポンプ３６は、エンジン２の運転状態ごとに各油圧作動装置の要求油圧のうちで最も高い要求油圧以上の油圧を当該エンジン２の運転状態に応じた目標油圧に設定する必要がある。そのためには、本実施形態においては、全ての油圧作動装置のうちで要求油圧が比較的高い弁停止機構、オイルジェット２８、クランク軸９のジャーナル等のメタルベアリング及びＶＶＴ３２，３３の要求油圧を満たすように目標油圧を設定すればよい。なぜなら、このように目標油圧を設定すれば、要求油圧が比較的低い他の油圧作動装置は当然に要求油圧が満たされるからである。
Next, referring to FIG. 11, each hydraulic actuator (here, in addition to the valve stop mechanism and the VVTs 32 and 33, metal bearings such as the
図１１（ａ）を参照すると、エンジン２の低負荷運転時において、要求油圧が比較的高い油圧作動装置は、ＶＶＴ３２，３３、メタルベアリング及び弁停止機構である。これら各油圧作動装置の要求油圧は、エンジン２の運転状態に応じて変化する。例えば、ＶＶＴ３２，３３の要求油圧（図１１では、「ＶＶＴ要求油圧」と記載）は、エンジン回転速度がＶ０（＜Ｖ１）以上で略一定である。メタルベアリングの要求油圧（図１１では、「メタル要求油圧」と記載）は、エンジン回転速度が大きくなるにつれて大きくなる。弁停止機構の要求油圧（図１１では、「弁停止要求油圧」と記載）は、所定範囲のエンジン回転速度（Ｖ２〜Ｖ３）においてほぼ一定である。そして、これらの要求油圧をエンジン回転速度ごとに大小を比較すると、エンジン回転速度がＶ０よりも低いときにはメタル要求油圧しかなく、エンジン回転速度がＶ０〜Ｖ２では、ＶＶＴ要求油圧が最も高く、エンジン回転速度がＶ２〜Ｖ３では、弁停止要求油圧が最も高く、エンジン回転速度がＶ３〜Ｖ６では、ＶＶＴ要求油圧が最も高く、エンジン回転速度がＶ６以上では、メタル要求油圧が最も高い。したがって、エンジン回転速度ごとに上述の最も高い要求油圧を基準目標油圧としてオイルポンプ３６の目標油圧に設定する必要がある。
Referring to FIG. 11A, the hydraulic actuators having a relatively high required oil pressure during the low load operation of the
ここで、減気筒運転を行うエンジン回転速度（Ｖ２〜Ｖ３）の前後のエンジン回転速度（Ｖ１〜Ｖ２、Ｖ３〜Ｖ４）においては、減気筒運転の準備のために目標油圧が弁停止要求油圧に向けて予め昇圧するように基準目標油圧から補正して設定されている。これによれば、図１０において説明したように、エンジン回転速度が減気筒運転を行うエンジン回転速度になる際に油圧が弁停止要求油圧に達するまでの時間分のロスをなくして、エンジンの燃費効率を向上できる。この補正により設定されたオイルポンプ３６の目標油圧（図１１では、「オイルポンプ目標油圧」と記載）の一例が、図１１（ａ）の太線（Ｖ１〜Ｖ２、Ｖ３〜Ｖ４）で示されている。
Here, at the engine rotational speeds (V1 to V2, V3 to V4) before and after the engine rotational speed (V2 to V3) at which the reduced cylinder operation is performed, the target hydraulic pressure becomes the valve stop request hydraulic pressure in preparation for the reduced cylinder operation. It is set by correcting from the reference target hydraulic pressure so as to increase the pressure in advance. According to this, as described with reference to FIG. 10, when the engine rotational speed reaches the engine rotational speed for performing the reduced cylinder operation, the loss of time until the hydraulic pressure reaches the valve stop required hydraulic pressure is eliminated, and the fuel consumption of the engine is reduced. Efficiency can be improved. An example of the target oil pressure of the
さらに、オイルポンプ３６の応答遅れやオイルポンプ３６の過負荷等を考慮すると、前述の減気筒運転準備の補正を行った後の基準目標油圧について、エンジン回転速度に対して要求油圧が急激に変化するエンジン回転速度（例えば、Ｖ０、Ｖ１、Ｖ４）における油圧の変化が小さくなるように、要求油圧以上の油圧でエンジン回転速度に応じて漸次増加又は減少するように補正して目標油圧として設定するのがよい。この補正を行って設定されたオイルポンプ３６の目標油圧の一例が、図１１（ａ）に太線（Ｖ０以下、Ｖ０〜Ｖ１、Ｖ４〜Ｖ５）で示されている。
Further, considering the response delay of the
図１１（ｂ）を参照すると、エンジン２の高負荷運転時において、要求油圧が比較的高い油圧作動装置は、ＶＶＴ３２，３３、メタルベアリング及びオイルジェット２８である。低負荷運転の場合と同様に、これら各油圧作動装置の要求油圧はエンジン２の運転状態に応じて変化し、例えば、ＶＶＴ要求油圧は、エンジン回転速度がＶ０′以上で略一定であり、メタル要求油圧は、エンジン回転速度が大きくなるにつれて大きくなる。また、オイルジェット２８の要求油圧は、エンジン回転速度がＶ２′未満では０であり、そこから或る回転速度まではエンジン回転速度に応じて高くなり、その回転速度以上では一定である。
Referring to FIG. 11 (b), the hydraulic actuators having a relatively high required hydraulic pressure during the high load operation of the
高負荷運転の場合も低負荷運転の場合と同様に、エンジン回転速度に対して要求油圧が急激に変化するエンジン回転速度（例えば、Ｖ０′、Ｖ２′）において基準目標油圧を補正して目標油圧として設定するのがよく、適宜補正（特に、Ｖ０′以下、Ｖ１′〜Ｖ２′で補正）を行って設定されたオイルポンプ３６の目標油圧の一例が、図１１（ｂ）に太線で示されている。
In the case of high load operation as well as in the case of low load operation, the target target oil pressure is corrected by correcting the reference target oil pressure at the engine speed (for example, V0 ′, V2 ′) at which the required oil pressure changes rapidly with respect to the engine speed. An example of the target oil pressure of the
尚、図示されているオイルポンプ３６の目標油圧は、折れ線状に変化するものであるが、曲線状に滑らかに変化するものであってもよい。また、本実施形態においては、要求油圧が比較的高い弁停止機構、オイルジェット２８、メタルベアリング及びＶＶＴ３２，３３の要求油圧に基づいて目標油圧を設定したが、目標油圧を設定するのに考慮する油圧作動装置はこれらに限るものではない。要求油圧が比較的高い油圧作動装置があればどのようなものであっても、その要求油圧を考慮して目標油圧を設定すればよい。
The target oil pressure of the
次に、図１２を参照しながら、油圧制御マップについて説明する。図１１で示したオイルポンプ３６の目標油圧は、エンジン回転速度をパラメータとしたものであるが、さらに、エンジン負荷と油温もパラメータとして目標油圧を３次元グラフに表したのが、図１２に示した油圧制御マップである。すなわち、この油圧制御マップは、エンジン２の運転状態（ここでは、エンジン回転速度及びエンジン負荷に加えて、油温も含む）ごとに各油圧作動装置の要求油圧のうちで最も高い要求油圧に基づいて、当該運転状態に応じた目標油圧が予め設定されたものである。
Next, the hydraulic control map will be described with reference to FIG. The target oil pressure of the
図１２（ａ）、図１２（ｂ）及び図１２（ｃ）は、エンジン２（油温）の高温時、温間時及び冷間時の油圧制御マップをそれぞれ示している。コントローラ１００は、オイルの油温に応じてこれらの油圧制御マップを使い分ける。すなわち、エンジン２を始動してエンジン２が冷間状態（油温がＴ１未満）にあるときは、コントローラ１００は、図１２（ｃ）に示す冷間時の油圧制御マップに基づいてエンジン２の運転状態（エンジン回転速度、エンジン負荷）に応じた目標油圧を読み取る。エンジン２が暖機してオイルが所定の油温Ｔ１以上になると、図１２（ｂ）に示す温間時の油圧制御マップに基づいて目標油圧を読み取り、エンジン２が完全に暖機してオイルが所定の油温Ｔ２（＞Ｔ１）以上になると、図１２（ａ）に示す高温時の油圧制御マップに基づいて目標油圧を読み取る。
12 (a), 12 (b) and 12 (c) show hydraulic control maps when the engine 2 (oil temperature) is hot, warm and cold, respectively. The
尚、本実施形態では、油温を高温時、温間時及び冷間時の３つの温度範囲に分けて各温度範囲ごとに予め設定された油圧制御マップを用いて目標油圧を読み取ったが、油温を考慮しないで１つの油圧制御マップのみを用いて目標油圧を読み取るようにしてもよい。また、逆に、より細かく温度範囲を分けてより多くの油圧制御マップを用意してもよい。さらに、１つの油圧制御マップ（例えば、温間時の油圧制御マップ）が対象とする温度範囲内（Ｔ１≦ｔ＜Ｔ２）にある油温ｔはいずれも同じ値の目標油圧Ｐ１を読み取ったが、前後の温度範囲内（Ｔ２≦ｔ）の目標油圧（Ｐ２）を考慮して、油温ｔに応じて目標油圧ｐを比例換算（ｐ＝（ｔ−Ｔ１）×（Ｐ２−Ｐ１）／（Ｔ２−Ｔ１））により算出できるようにしてもよい。このように温度に応じた目標油圧をより高精度に読み取り、算出可能にすることで、より高精度なポンプ容量の制御が可能になる。 In the present embodiment, the target oil pressure is read using a hydraulic control map set in advance for each temperature range by dividing the oil temperature into three temperature ranges of high temperature, warm time, and cold time. The target hydraulic pressure may be read using only one hydraulic control map without considering the oil temperature. Conversely, more hydraulic control maps may be prepared by dividing the temperature range more finely. Furthermore, the oil pressure t within the temperature range (T1 ≦ t <T2) targeted by one oil pressure control map (for example, the oil pressure control map at the time of warming) has read the target oil pressure P1 having the same value. In consideration of the target oil pressure (P2) within the temperature range before and after (T2 ≦ t), the target oil pressure p is proportionally converted according to the oil temperature t (p = (t−T1) × (P2−P1) / ( It may be calculated according to T2-T1)). As described above, the target hydraulic pressure corresponding to the temperature can be read and calculated with higher accuracy, so that the pump displacement can be controlled with higher accuracy.
次に、図１３を参照しながら、デューティ比マップについて説明する。ここでのデューティ比マップは、上述の油圧制御マップからエンジン２の運転状態（エンジン回転速度、エンジン負荷及び油温）ごとの目標油圧を読み取り、該読み取った目標油圧に基づいて油路の流路抵抗等を考慮してオイルポンプ３６から供給されるオイルの目標吐出量を設定し、該設定した目標吐出量に基づいてそのエンジン回転速度（オイルポンプ回転数）等を考慮して算出した当該運転状態に応じた目標デューティ比が予め設定されたものである。
Next, the duty ratio map will be described with reference to FIG. The duty ratio map here reads the target oil pressure for each operating state (engine rotation speed, engine load and oil temperature) of the
図１３（ａ）、図１３（ｂ）及び図１３（ｃ）は、エンジン２（油温）の高温時、温間時及び冷間時のデューティ比マップをそれぞれ示している。コントローラ１００は、オイルの油温に応じてこれらのデューティ比マップを使い分ける。すなわち、エンジン２の始動時は、エンジンが冷間状態であるため、コントローラ１００は、図１３（ｃ）に示す冷間時のデューティ比マップに基づいて、エンジン２の運転状態（エンジン回転速度、エンジン負荷）に応じたデューティ比を読み取る。エンジン２が暖機してオイルが所定の油温Ｔ１以上になると、図１３（ｂ）に示す温間時のデューティ比マップに基づいて目標デューティ比を読み取り、エンジン２が完全に暖機してエンジンが所定の油温Ｔ２（＞Ｔ１）以上になると、図１３（ａ）に示す高温時のデューティ比マップに基づいて目標デューティ比を読み取る。
FIGS. 13 (a), 13 (b), and 13 (c) show duty ratio maps when the engine 2 (oil temperature) is hot, warm, and cold, respectively. The
尚、本実施形態では、油温を高温時、温間時及び冷間時の３つの温度範囲に分けて各温度範囲ごとに予め設定されたデューティ比マップを用いてデューティ比を読み取ったが、上述の油圧制御マップと同様に、１つのデューティ比マップのみを用意したり、より細かく温度範囲を分けてより多くのデューティ比マップを用意したり、油温に応じて目標デューティ比を比例換算により算出できるようにしてもよい。 In this embodiment, the oil temperature is divided into three temperature ranges of high temperature, warm time, and cold time, and the duty ratio is read using a duty ratio map set in advance for each temperature range. As with the hydraulic control map described above, only one duty ratio map is prepared, more temperature range is divided into more duty ratio maps, or the target duty ratio is proportionally converted according to the oil temperature. It may be calculated.
次に、図１４のフローチャートに従って、コントローラ１００によるオイルポンプ３６の流量（吐出量）制御動作について説明する。
Next, the flow rate (discharge amount) control operation of the
まず、ステップＳ１で、エンジン２の運転状態を把握するために、各種センサより検出情報を読み込んで、エンジン負荷、エンジン回転速度、油温等を検出する。
First, in step S1, in order to grasp the operating state of the
続いて、ステップＳ２で、コントローラ１００に予め記憶されているデューティ比マップを読み出し、ステップＳ１で読み込まれたエンジン負荷、エンジン回転速度及び油温に応じた目標デューティ比を読み取る。
Subsequently, in step S2, a duty ratio map stored in advance in the
次のステップＳ３で、現在のデューティ比が、上記ステップＳ２で読み取られた目標デューティ比に一致しているか否かを判定する。このステップＳ３の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ５に進む。一方、ステップＳ３の判定がＮＯであるときには、ステップＳ４に進んで、目標デューティ比をリニアソレノイドバルブ４９（図１４のフローチャートでは、「流量制御弁」と記載）へ信号を出力し、しかる後にステップＳ５に進む。 In the next step S3, it is determined whether or not the current duty ratio matches the target duty ratio read in step S2. When the determination in step S3 is YES, the process proceeds to step S5. On the other hand, when the determination in step S3 is NO, the process proceeds to step S4 to output a signal indicating the target duty ratio to the linear solenoid valve 49 (described as “flow rate control valve” in the flowchart of FIG. 14), and then to step Proceed to S5.
ステップＳ５では、油圧センサ７０より現在の油圧を読み込み、次のステップＳ６で、予め記憶されている油圧制御マップを読み出し、この油圧制御マップから現在のエンジンの運転状態に応じた目標油圧を読み取る。
In step S5, the current oil pressure is read from the
次のステップＳ７では、現在の油圧が、上記ステップＳ６で読み取られた目標油圧に一致しているか否かを判定する。このステップＳ７の判定がＮＯであるときには、ステップＳ８に進んで、リニアソレノイドバルブ４９に対し目標デューティ比を所定割合変更した出力信号を出力し、しかる後に上記ステップＳ５に戻る。すなわち、油圧センサ７０により検出される油圧が、上記目標油圧になるように、オイルポンプ３６の吐出量を制御する。
In the next step S7, it is determined whether or not the current oil pressure matches the target oil pressure read in step S6. When the determination in step S7 is NO, the process proceeds to step S8, an output signal in which the target duty ratio is changed by a predetermined ratio is output to the
一方、ステップＳ７の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ９に進んで、エンジン負荷、エンジン回転速度及び油温を検出し、次のステップＳ１０で、エンジン負荷、エンジン回転速度及び油温が変わったか否かを判定する。 On the other hand, when the determination in step S7 is YES, the process proceeds to step S9 to detect the engine load, the engine speed and the oil temperature, and whether or not the engine load, the engine speed and the oil temperature have changed in the next step S10. Determine whether.
ステップＳ１０の判定がＹＥＳであるときには、上記ステップＳ２に戻る一方、ステップＳ１０の判定がＮＯであるときには、上記ステップＳ５に戻る。尚、上述の流量制御は、エンジン２が停止するまで継続される。
When the determination in step S10 is YES, the process returns to step S2. On the other hand, when the determination in step S10 is NO, the process returns to step S5. The above flow rate control is continued until the
上述のオイルポンプ３６の流量制御は、デューティ比のフィードフォワード制御と油圧のフィードバック制御とを組み合わせたものであり、この流量制御によれば、フィードフォワード制御による応答性の向上とフィードバック制御による精度の向上とを実現している。
The flow rate control of the
このように本実施形態では、コントローラ１００は、油圧センサ７０による検出油圧が、エンジン２の運転状態に応じて予め設定された目標油圧になるように、オイルポンプ３６の吐出量を制御するポンプ制御装置を構成することになる。
Thus, in the present embodiment, the
続いて、図１５のフローチャートに従って、コントローラ１００による気筒数制御の動作について説明する。
Subsequently, an operation of controlling the number of cylinders by the
まず、ステップＳ１１で、エンジン２の運転状態を把握するために、各種センサより検出情報を読み込んで、エンジン負荷、エンジン回転速度、水温等を検出する。
First, in step S11, in order to grasp the operating state of the
次のステップＳ１２で、その読み込んだエンジン負荷、エンジン回転速度及び水温に基づいて、現在のエンジン２の運転状態が弁停止作動条件を満たしているか（減気筒運転領域内にあるか）否かを判定する。
In the next step S12, based on the read engine load, engine speed and water temperature, whether or not the current operation state of the
上記ステップＳ１２の判定がＮＯであるときには、ステップＳ１３に進んで、４気筒運転（全気筒運転）を行う。その際、各気筒において、後述のステップＳ１４〜Ｓ１６と同様の動作を行って、カム角センサ７４より読み込んだ現在のカム角に対応するＶＶＴ３２，３３の現在の位相角を、エンジン２の運転状態に応じて設定した目標の位相角になるように、吸気側及び排気側第１方向切替弁３４，３５を作動させる。
When the determination in step S12 is NO, the process proceeds to step S13 to perform a four cylinder operation (all cylinder operation). At this time, in each cylinder, the same operation as in steps S14 to S16 described later is performed, and the current phase angle of the
一方、上記ステップＳ１２の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ１４に進んで、吸気側及び排気側第１方向切替弁３４，３５を作動させ、次のステップＳ１５で、カム角センサ７４から現在のカム角を読み込む。
On the other hand, when the determination in step S12 is YES, the process proceeds to step S14 to operate the intake-side and exhaust-side first
次のステップＳ１６では、上記読み込んだ現在のカム角に対応するＶＶＴ３２，３３の現在の位相角が、目標の位相角となっているか否かを判定する。
In the next step S16, it is determined whether or not the current phase angle of the
上記ステップＳ１６の判定がＮＯであるときには、上記ステップＳ１５に戻る。すなわち、現在の位相角が目標の位相角になるまで、吸気側及び排気側第２方向切替弁４６，４７の作動を禁止する。
When the determination in step S16 is NO, the process returns to step S15. That is, the operation of the intake side and exhaust side second
上記ステップＳ１６の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ１７に進んで、吸気側及び排気側第２方向切替弁４６，４７を作動させて、２気筒運転（減気筒運転）を行う。
When the determination in step S16 is YES, the process proceeds to step S17 to operate the intake side and exhaust side second
ここで、エンジン２が停止しているときには、ＶＶＴ３２，３３の進角作動室２０７及び遅角作動室２０８からオイルが抜け出て空になる。このとき、ロックピン２３１が嵌合凹部２０２ｂに嵌合していないと、次にエンジン２を始動したときに、ベーン体２０２がばたついてベーン体２０２とハウジング２０１との衝突による打音が発生する。
Here, when the
そこで、この打音の発生を防止するために、コントローラ１００は、車両のイグニッションスイッチがオフになることでイグニッションスイッチよりエンジン停止信号を受けてエンジン２を停止させる際に、カム軸１８，１９のクランク軸９に対する位相角が上記特定の位相角（ＶＶＴ３２では、最遅角の位相角であり、ＶＶＴ３３では、最進角の位相角である）にないときには、エンジン２を停止させる直前に、ロックピン２３１をロックピン付勢バネ２３３による弾性付勢力によりロック復帰させるべく、カム軸１８，１９のクランク軸９に対する位相角を上記特定の位相角にし、その後にエンジン２を停止させる。
Therefore, in order to prevent the occurrence of this hitting sound, the
そのエンジン２の停止の際、ロックピン２３１を早期にロック復帰させるべく（カム軸１８，１９のクランク軸９に対する位相角を早期に上記特定の位相角にするべく）、コントローラ１００は、カム軸１８，１９のクランク軸９に対する位相角が上記特定の位相角にないときにおけるエンジン２停止直前の運転時（特定運転時に相当）において、上述のオイルポンプ３６のオイル吐出量の制御（油圧センサ７０による検出油圧が、エンジン２の運転状態に応じて予め設定された目標油圧になるように、オイルポンプ３６のオイル吐出量を制御するという制御（以下、目標油圧制御という））に代えて、オイルポンプ３６のオイル吐出量を増大させる吐出量増大制御を実行する。これにより、ＶＶＴ３２，３３の作動速度が速くなって、カム軸１８，１９のクランク軸９に対する位相角が早期に上記特定の位相角になり、ロックピン２３１が早期にロック復帰することになる。尚、上記吐出量増大制御は、オイルポンプ３６のオイル吐出量を最大吐出量にする制御であることが有利である。
When the
上記コントローラ１００による、エンジン２の停止に際してのＶＶＴ３２，３３の制御動作について、図１６のフローチャートに基づいて説明する。
The control operation of the
最初のステップＳ２１では、目標油圧制御を実行する。乗員がイグニッションスイッチをオフしようとする際には、通常、エンジン２はアイドル運転状態にあり、このアイドル運転状態に対応した低い油圧に制御される。
In the first step S21, target hydraulic pressure control is executed. When the occupant tries to turn off the ignition switch, the
次のステップＳ２２で、ロックピン２３１のロック解除状態でかつイグニッションスイッチよりエンジン停止信号を受信したか否かを判定する。このステップＳ２２の判定がＮＯであるときには、ステップＳ２１に戻る一方、ステップＳ２２の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ２３に進んで、目標油圧制御に代えて、吐出量増大制御を実行して、オイルポンプ３６のオイル吐出量を増大させる。
In the next step S22, it is determined whether or not the
次のステップＳ２４で、カム角センサ７４から現在のカム角を読み込み、次のステップＳ２５で、その読み込んだ現在のカム角に対応するＶＶＴ３２，３３の現在の位相角が、上記特定の位相角となっているか否かを判定する。
In the next step S24, the current cam angle is read from the
上記ステップＳ２５の判定がＮＯであるときには、上記ステップＳ２４に戻る一方、ステップＳ２５の判定がＹＥＳであるときには、燃料噴射弁からの燃料噴射を停止してエンジン２を停止させ、しかる後に本制御動作を終了する。
When the determination in step S25 is NO, the process returns to step S24. On the other hand, when the determination in step S25 is YES, the fuel injection from the fuel injection valve is stopped and the
このような制御により、エンジン２の停止の際に、ロックピン２３１のロック復帰動作を応答良く行うことができ、イグニッションスイッチのオフからエンジン２が停止するまでの時間を短くすることができる。また、ロック復帰動作時にエンジン回転速度を上昇させなくても、リニアソレノイドバルブ４９への制御信号（デューティ比）を変更することで、オイルポンプ３６の吐出量を増大させることができる。よって、エンジン２の停止の際に乗員に対し、イグニッションスイッチのオフからエンジン２が停止するまでの時間が長いことによる違和感や、その時間内でエンジン回転速度が上昇することによる違和感を生じさせないようにすることができる。
By such control, when the
次に、エンジン２を始動する際には、ロックピン２３１のロック解除を行う。コントローラ１００は、エンジン２の始動時（特定運転時に相当）において、ロックピン２３１のロック解除動作時に、上記目標油圧制御に代えて、上記吐出量増大制御を実行する。これにより、エンジン２の始動時に、ロックピン２３１のロック解除動作を応答良く行うことができ、また、エンジン２の停止時に空になっていた進角作動室２０７及び遅角作動室２０８へのオイル充填も早期に行うことができる。この結果、バルブタイミング制御を早期に実施することができ、よって、エンジン２の始動直後に、エミッションを改善することができるとともに、空気吸入量を過剰にして点火リタードにより触媒の早期活性化を図ることができる。
Next, when the
また、本実施形態では、エンジン２が暖気された状態でかつアイドル運転状態にあるときには、ロックピン２３１がロック状態とされる。但し、エンジン２が暖気された状態でかつアイドル運転状態であっても、エンジン２の補機（特にオルタネータ）によるエンジン負荷の増大時（例えば空調装置がオンされたとき）には、ロックピン２３１のロック解除動作を行って、特にＶＶＴ３２を進角させて吸入空気を多くする。
Further, in the present embodiment, when the
コントローラ１００は、エンジン２の停止の際や始動時と同様に、ロックピン２３１のロック状態におけるアイドル運転時であってエンジン２の補機によるエンジン負荷の増大時（特定運転時に相当）において、ロックピン２３１のロック解除動作時に、上記目標油圧制御に代えて、上記吐出量増大制御を実行する。
As in the case of stopping or starting the
コントローラ１００による、ロックピン２３１のロック状態におけるアイドル運転時であってエンジン負荷増大時におけるロックピン２３１のロック解除制御について、図１７のフローチャートに基づいて説明する。
The lock release control of the
最初のステップＳ３１で、目標油圧制御を実行する。このとき、エンジン２はアイドル運転状態にあり、このアイドル運転状態に対応した低い油圧に制御される。
In the first step S31, the target hydraulic pressure control is executed. At this time, the
次のステップＳ３２で、アイドル運転状態で、エンジン２の補機によるエンジン負荷の増大によりロックピン２３１のロック解除要求（ＶＶＴ３２，３３の作動要求）があるか否かを判定する。このステップＳ３２の判定がＮＯであるときには、ステップＳ３１に戻る一方、ステップＳ３２の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ３３に進む。
In the next step S32, it is determined whether or not there is a request for unlocking the lock pin 231 (operation request for the VVTs 32 and 33) due to an increase in the engine load by the auxiliary machine of the
上記ステップＳ３３では、油圧センサ７０による検出油圧が、ロックピン２３１のロック解除に必要なロック解除圧よりも高いか否かを判定する。このステップＳ３３の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ３７に進む一方、ステップＳ３３の判定がＮＯであるときには、ステップＳ３４に進む。尚、ロックピン２３１のロック解除要求があったときには、アイドル運転状態であるので、ステップＳ３３の判定は、通常、ＮＯとなる。
In step S33, it is determined whether or not the hydraulic pressure detected by the
上記ステップＳ３４では、目標油圧制御に代えて、吐出量増大制御を実行し、次のステップＳ３５で、再び、油圧センサ７０による検出油圧がロックピン２３１のロック解除圧よりも高いか否かを判定する。このステップＳ３５の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ３７に進む一方、ステップＳ３５の判定がＮＯであるときには、ステップＳ３６に進む。
In step S34, the discharge amount increase control is executed instead of the target hydraulic pressure control. In the next step S35, it is determined again whether or not the hydraulic pressure detected by the
上記ステップＳ３６では、エンジン回転速度を上昇させる。すなわち、通常は、上記吐出量増大制御により、油圧センサ７０による検出油圧がロックピン２３１のロック解除圧よりも高くなるが、リニアソレノイドバルブ４９に対するデューティ比の変更だけでは、ロックピン２３１のロック解除圧よりも高くならない場合には、エンジン回転速度の上昇により油圧を増大させる。尚、ステップＳ３５及びＳ３６の動作を省略することも可能である。
In step S36, the engine speed is increased. That is, normally, the hydraulic pressure detected by the
次のステップＳ３７では、吸気側及び排気側第１方向切替弁３４，３５の制御により、ロックピン２３１のロック解除を行い、その後に吸排気弁１４，１５の開弁位相の制御を実行し、しかる後に、本制御動作を終了する。
In the next step S37, the
この制御により、アイドル運転時に、ロックピン２３１がロック状態にあって、そのアイドル運転時にエンジン２の補機によるエンジン負荷が増大したときには、ロックピン２３１のロック解除動作を応答良く行うことができ、その増大したエンジン負荷に対応するバルブタイミングに早期にすることができる。
With this control, when the
本発明は、上記実施形態に限られるものではなく、請求の範囲の主旨を逸脱しない範囲で代用が可能である。 The present invention is not limited to the embodiment described above, and can be substituted without departing from the spirit of the claims.
例えば、上記実施形態では、エンジン２の特定運転時として、カム軸１８，１９のクランク軸９に対する位相角が上記特定の位相角にないときにおけるエンジン２停止直前の運転時、エンジン２の始動時、及び、ロックピン２３１のロック状態におけるアイドル運転時であってエンジン２の補機によるエンジン負荷の増大時としたが、これには限られず、ロックピン２３１のロック解除又はロック復帰を行う必要がある運転時であれば、どのような運転時であってもよい。
For example, in the above-described embodiment, during the specific operation of the
また、上記実施形態では、可変オイルポンプとして、エンジン２で駆動される可変容量型オイルポンプを用いているが、これに代えて、モータ駆動の電動オイルポンプを用い、この電動オイルポンプの回転数を制御して目標油圧になるようにオイル吐出量を制御するポンプ制御装置を備えるようにしてもよい。この場合、オイル吐出量は、所定容量を吐出する電動オイルポンプの回転数を制御するモータの制御値により変更される。
In the above embodiment, a variable displacement oil pump driven by the
上述の実施形態は単なる例示に過ぎず、本発明の範囲を限定的に解釈してはならない。本発明の範囲は請求の範囲によって定義され、請求の範囲の均等範囲に属する変形や変更は、全て本発明の範囲内のものである。 The above-described embodiments are merely examples, and the scope of the present invention should not be interpreted in a limited manner. The scope of the present invention is defined by the scope of the claims, and all modifications and changes belonging to the equivalent scope of the claims are within the scope of the present invention.
本発明は、油圧作動式の可変バルブタイミング機構によってエンジンにおける吸排気弁の開閉時期をエンジン運転状態に応じて制御する、エンジンのバルブタイミング制御装置に有用である。 INDUSTRIAL APPLICABILITY The present invention is useful for an engine valve timing control device that controls the opening / closing timing of intake / exhaust valves in an engine according to the engine operating state by a hydraulically operated variable valve timing mechanism.
２ エンジン
９ クランク軸
１４ 吸気弁
１５ 排気弁
１８ 吸気側のカム軸
１９ 排気側のカム軸
３２ 吸気側の可変バルブタイミング機構（油圧作動装置）
３３ 排気側の可変バルブタイミング機構（油圧作動装置）
３４ 吸気側第１方向切替弁（油圧制御弁）
３５ 排気側第１方向切替弁（油圧制御弁）
３６ 可変容量型オイルポンプ（可変オイルポンプ）
７０ 油圧センサ
１００ コントローラ（ポンプ制御装置）
２３０ ロック機構
２３１ ロックピン（ロック部材）
2
33 Exhaust variable valve timing mechanism (hydraulic actuator)
34 Intake side first direction switching valve (hydraulic control valve)
35 Exhaust side first direction switching valve (hydraulic control valve)
36 Variable displacement oil pump (variable oil pump)
70
230
Claims (5)
上記油圧経路の油圧を検出する油圧センサと、
上記油圧センサによる検出油圧が、上記エンジンの運転状態に応じて予め設定された目標油圧になるように、上記可変オイルポンプのオイル吐出量を制御する目標油圧制御を実行するポンプ制御装置とを備え、
上記ポンプ制御装置は、上記エンジンの特定運転時において、上記ロック機構のロック部材のロック解除動作時又は該ロック部材のロック復帰動作時に、上記目標油圧制御に代えて、上記可変オイルポンプのオイル吐出量を増大させる吐出量増大制御を実行するように構成されていることを特徴とするエンジンのバルブタイミング制御装置。 The chamber is divided by a housing that rotates in conjunction with the crankshaft of the engine and a vane body that rotates integrally with the camshaft. Hydraulic operation having a corner working chamber and a lock mechanism for unlocking the lock member for fixing the phase angle of the cam shaft with respect to the crankshaft at a specific phase angle by supplying hydraulic pressure and returning the lock by elastic biasing force Variable valve timing mechanism, a variable oil pump that supplies oil to a hydraulic actuator including the variable valve timing mechanism in the engine via a hydraulic path, and the lock mechanism, the advance working chamber, and the retard working chamber An engine valve timing control device comprising a hydraulic control valve for controlling the supply hydraulic pressure of the engine,
A hydraulic sensor for detecting the hydraulic pressure of the hydraulic path;
A pump control device that executes target oil pressure control for controlling the oil discharge amount of the variable oil pump so that the oil pressure detected by the oil pressure sensor becomes a target oil pressure set in advance according to the operating state of the engine. ,
In the specific operation of the engine, the pump control device may perform oil discharge of the variable oil pump instead of the target oil pressure control at the time of unlocking operation of the lock member of the lock mechanism or at the time of unlocking operation of the lock member. An engine valve timing control device configured to execute discharge amount increase control for increasing the amount.
上記ポンプ制御装置は、上記エンジンの特定運転時としての始動時において、上記ロック機構のロック部材のロック解除動作時に、上記目標油圧制御に代えて、上記吐出量増大制御を実行するように構成されていることを特徴とするエンジンのバルブタイミング制御装置。 The valve timing control device for an engine according to claim 1,
The pump control device is configured to execute the discharge amount increase control instead of the target hydraulic pressure control during the unlocking operation of the lock member of the lock mechanism when starting the engine as a specific operation. An engine valve timing control device.
上記可変バルブタイミング機構は、上記エンジンが停止する際に上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角が上記特定の位相角にないときには、エンジン停止直前に、上記ロック機構のロック部材を弾性付勢力によりロック復帰させるべく、上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角を上記特定の位相角にするように構成されており、
上記ポンプ制御装置は、上記エンジンの特定運転時として、上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角が上記特定の位相角にないときにおける上記エンジン停止直前の運転時において、該ロック部材のロック復帰動作時に、上記目標油圧制御に代えて、上記吐出量増大制御を実行するように構成されていることを特徴とするエンジンのバルブタイミング制御装置。 The valve timing control device for an engine according to claim 1,
If the phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft is not at the specific phase angle when the engine is stopped, the variable valve timing mechanism is configured so that the lock member of the lock mechanism is elastically biased immediately before the engine is stopped. In order to return the lock, the phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft is configured to be the specific phase angle,
The pump control device performs a lock return operation of the lock member during the operation immediately before the engine stop when the phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft is not the specific phase angle during the specific operation of the engine. Sometimes, the valve timing control device for an engine is configured to execute the discharge amount increase control instead of the target hydraulic pressure control.
上記ポンプ制御装置は、上記エンジンの特定運転時として、上記ロック機構のロック部材のロック状態におけるアイドル運転時であって該エンジンの補機によるエンジン負荷の増大時において、該ロック部材のロック解除動作時に、上記目標油圧制御に代えて、上記吐出量増大制御を実行するように構成されていることを特徴とするエンジンのバルブタイミング制御装置。 The valve timing control device for an engine according to claim 1,
The pump control device performs the unlocking operation of the lock member during the idling operation in the locked state of the lock member of the lock mechanism during the specific operation of the engine and when the engine load is increased by the auxiliary machine of the engine. Sometimes, the valve timing control device for an engine is configured to execute the discharge amount increase control instead of the target hydraulic pressure control.
上記吐出量増大制御は、上記可変オイルポンプのオイル吐出量を最大吐出量にする制御であることを特徴とするエンジンのバルブタイミング制御装置。 In the valve timing control device for an engine according to any one of claims 1 to 4,
The engine valve timing control device according to claim 1, wherein the discharge amount increase control is control for setting the oil discharge amount of the variable oil pump to a maximum discharge amount.
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