JP2022102624A - Hydraulic control device of variable valve mechanism - Google Patents

Abstract

To provide a hydraulic control device of a variable valve mechanism which is suppressed in the occurrence of the shortage of hydraulic pressure.SOLUTION: A hydraulic control device of a hydraulic variable valve mechanism which can change a rotation phase of a camshaft with respect to a crankshaft comprises: a first calculation part for calculating first target hydraulic pressure being a target value of hydraulic pressure supplied to the variable valve mechanism which can maintain the rotation phase at a target phase on the basis of the target phase by the variable valve mechanism; a second calculation part for calculating second target hydraulic pressure being a target value of hydraulic pressure supplied to the variable valve mechanism which can maintain the rotation phase at the target phase on the basis of load torque being the resistance of the rotation of the camshaft which is received by the camshaft from a device driven by the rotation of the camshaft; and a decision part for deciding a larger one of the first hydraulic pressure and the second hydraulic pressure as final target hydraulic pressure.SELECTED DRAWING: Figure 6

Description

本発明は、可変動弁機構の油圧制御装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic control device for a variable valve mechanism.

クランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相を変更することができる油圧式の可変動弁機構の油圧制御装置が知られている。このような油圧制御装置では、実位相を目標位相に一致するように、実油圧が目標油圧に制御される（例えば特許文献１参照）。 A hydraulic control device of a hydraulic variable valve mechanism capable of changing the rotation phase of a camshaft with respect to a crankshaft is known. In such a hydraulic pressure control device, the actual hydraulic pressure is controlled to the target hydraulic pressure so that the actual phase matches the target phase (see, for example, Patent Document 1).

特開２０１６－０３７８６９号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2016-0376869

カムシャフトには、吸気弁又は排気弁に加えて、高圧燃料ポンプやバキュームポンプを駆動する場合がある。この場合、カムシャフトには、高圧燃料ポンプやバキュームポンプからの回転の抵抗となる負荷トルクが作用する。このため、目標位相が同じ場合であっても、負荷トルクの大きさが異なっていると、実位相を目標位相に維持するための目標油圧も異なる。このため、このような負荷トルクを考慮せずに目標油圧を算出すると、実位相を目標位相に維持することができる油圧に対して実際の油圧が不足して、実位相を目標位相に維持することができないおそれがある。 The camshaft may drive a high pressure fuel pump or vacuum pump in addition to the intake or exhaust valves. In this case, a load torque acting as a resistance to rotation from the high-pressure fuel pump or the vacuum pump acts on the camshaft. Therefore, even if the target phase is the same, if the magnitude of the load torque is different, the target hydraulic pressure for maintaining the actual phase at the target phase is also different. Therefore, if the target hydraulic pressure is calculated without considering such load torque, the actual hydraulic pressure is insufficient for the hydraulic pressure that can maintain the actual phase at the target phase, and the actual phase is maintained at the target phase. May not be possible.

そこで本発明は、油圧不足の発生を抑制した可変動弁機構の油圧制御装置を提供することを目的とする。 Therefore, an object of the present invention is to provide a hydraulic pressure control device of a variable valve mechanism that suppresses the occurrence of hydraulic pressure shortage.

上記目的は、クランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相を変更することができる油圧式の可変動弁機構の油圧制御装置であって、前記可変動弁機構による目標位相に基づいて、前記回転位相を前記目標位相に維持できる前記可変動弁機構に供給される油圧の目標値である第１目標油圧を算出する第１算出部と、前記カムシャフトの回転により駆動される装置から前記カムシャフトが受ける、前記カムシャフトの回転の抵抗となる負荷トルクに基づいて、前記回転位相を前記目標位相に維持できる前記可変動弁機構に供給される油圧の目標値である第２目標油圧を算出する第２算出部と、前記第１及び第２目標油圧のうち大きい方を最終的な目標油圧に決定する決定部と、を備えた可変動弁機構の油圧制御装置によって達成できる。 The above object is a hydraulic control device of a hydraulic variable valve mechanism capable of changing the rotational phase of a camshaft with respect to a crankshaft, and the rotational phase is set based on a target phase by the variable valve mechanism. The camshaft receives from the first calculation unit that calculates the first target hydraulic pressure, which is the target value of the hydraulic pressure supplied to the variable valve mechanism that can maintain the target phase, and the device driven by the rotation of the camshaft. Second calculation to calculate the second target hydraulic pressure, which is the target value of the hydraulic pressure supplied to the variable valve mechanism that can maintain the rotation phase at the target phase, based on the load torque that is the resistance to the rotation of the camshaft. This can be achieved by a hydraulic control device of a variable valve mechanism including a unit and a determination unit that determines the larger of the first and second target hydraulic pressures as the final target hydraulic pressure.

本発明によれば、油圧不足の発生を抑制した可変動弁機構の油圧制御装置を提供できる。 According to the present invention, it is possible to provide a hydraulic pressure control device having a variable valve mechanism that suppresses the occurrence of hydraulic pressure shortage.

図１は、内燃機関の概略構成を示した模式図である。FIG. 1 is a schematic diagram showing a schematic configuration of an internal combustion engine. 図２は、オイルポンプの内部構成を示した図である。FIG. 2 is a diagram showing the internal configuration of the oil pump. 図３は、オイルポンプの内部構成を示した図である。FIG. 3 is a diagram showing the internal configuration of the oil pump. 図４Ａ及び図４Ｂは、ＯＣＶの内部構成の説明図である。4A and 4B are explanatory views of the internal configuration of the OCV. 図５は、ＶＶＴの概略構成を示した図である。FIG. 5 is a diagram showing a schematic configuration of VVT. 図６は、制御装置が実行する目標油圧決定制御の一例を示したフローチャートである。FIG. 6 is a flowchart showing an example of the target hydraulic pressure determination control executed by the control device. 図７は、制御装置が実行する第２目標油圧Ｂの算出制御の一例を示したフローチャートである。FIG. 7 is a flowchart showing an example of calculation control of the second target hydraulic pressure B executed by the control device. 図８Ａは、機関回転速度ＮＥとカムフリクショントルクＴ１を規定したマップであり、図８Ｂは、機関回転速度ＮＥと高圧燃料ポンプトルクＴ２を規定したマップであり、図８Ｃは、機関回転速度ＮＥとバキュームポンプトルクＴ３を規定したマップである。FIG. 8A is a map defining the engine rotation speed NE and the cam friction torque T1, FIG. 8B is a map defining the engine rotation speed NE and the high pressure fuel pump torque T2, and FIG. 8C shows the engine rotation speed NE. It is a map which specified the vacuum pump torque T3. 図９Ａは、機関回転速度ＮＥと逆流防止トルクＴ４を規定したマップであり、図９Ｂは、負荷トルクＣＴと第２目標油圧Ｂを規定したマップである。FIG. 9A is a map defining the engine rotation speed NE and the backflow prevention torque T4, and FIG. 9B is a map defining the load torque CT and the second target hydraulic pressure B.

［内燃機関１０の概略構成］
図１は、内燃機関１０の概略構成を示した図である。図１に示すように、内燃機関１０には、吸気通路１３及び吸気ポート１３ａを通じて燃焼室２０に空気が吸入されるとともに、ポート噴射弁１４ｐ及び筒内噴射弁１４ｄの少なくとも一方から噴射された燃料が燃焼室２０に供給される。空気及び燃料で構成される混合気に対して点火プラグ１５による点火が行われると、混合気が燃焼してピストン１６が往復移動し、内燃機関１０の出力軸であるクランクシャフト１７が回転する。燃焼後の混合気は排気として燃焼室２０から排気通路１８に排出される。 [Rough configuration of internal combustion engine 10]
FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of an internal combustion engine 10. As shown in FIG. 1, in the internal combustion engine 10, air is sucked into the combustion chamber 20 through the intake passage 13 and the intake port 13a, and the fuel injected from at least one of the port injection valve 14p and the in-cylinder injection valve 14d. Is supplied to the combustion chamber 20. When the spark plug 15 ignites the air-fuel mixture composed of air and fuel, the air-fuel mixture burns, the piston 16 reciprocates, and the crankshaft 17, which is the output shaft of the internal combustion engine 10, rotates. The air-fuel mixture after combustion is discharged from the combustion chamber 20 to the exhaust passage 18 as exhaust gas.

内燃機関１０の吸気通路１３には、吸入空気量を調量するスロットルバルブ２９が設けられている。このスロットルバルブ２９は、電動モータによって開度が調整される。吸気通路１３に繋がる吸気ポート１３ａには、機関バルブとしての吸気バルブ２２が設けられている。排気通路１８に繋がる排気ポート１８ａには、機関バルブとしての排気バルブ２３が設けられている。これら吸気バルブ２２及び排気バルブ２３は、クランクシャフト１７の回転が伝達される吸気カムシャフト１１及び排気カムシャフト１２の回転に伴って開閉動作する。 A throttle valve 29 for adjusting the amount of intake air is provided in the intake passage 13 of the internal combustion engine 10. The opening degree of the throttle valve 29 is adjusted by an electric motor. An intake valve 22 as an engine valve is provided in the intake port 13a connected to the intake passage 13. An exhaust valve 23 as an engine valve is provided in the exhaust port 18a connected to the exhaust passage 18. The intake valve 22 and the exhaust valve 23 open and close with the rotation of the intake camshaft 11 and the exhaust camshaft 12 to which the rotation of the crankshaft 17 is transmitted.

吸気カムシャフト１１の一端には、吸気バルブ２２のバルブタイミング（開閉タイミング）を変更する可変動弁機構（以下、ＶＶＴと称する）７０が設けられている。ＶＶＴ７０は、供給されるオイルの圧力（以下、単に油圧と称する）に応じて、クランクシャフト１７に対する吸気カムシャフト１１の回転位相を調節することにより吸気バルブ２２のバルブタイミングを変更する。尚、ＶＶＴ７０に供給されるオイルは、内燃機関１０の各可動部に供給される潤滑油である。ＶＶＴ７０の機構については詳しくは後述する。 A variable valve mechanism (hereinafter referred to as VVT) 70 for changing the valve timing (opening / closing timing) of the intake valve 22 is provided at one end of the intake camshaft 11. The VVT 70 changes the valve timing of the intake valve 22 by adjusting the rotation phase of the intake camshaft 11 with respect to the crankshaft 17 according to the pressure of the supplied oil (hereinafter, simply referred to as hydraulic pressure). The oil supplied to the VVT 70 is a lubricating oil supplied to each moving part of the internal combustion engine 10. The mechanism of VVT70 will be described in detail later.

吸気カムシャフト１１の他端には、吸気カムシャフト１１の回転によって駆動される高圧燃料ポンプ４１が設けられている。高圧燃料ポンプ４１は、筒内噴射弁１４ｄに高圧の燃料を供給する。詳細には、吸気カムシャフト１１に設けられた高圧燃料ポンプ４１用のカムにより、高圧燃料ポンプ４１のプランジャが往復動作し、これにより高圧の燃料が筒内噴射弁１４ｄに供給される。 At the other end of the intake camshaft 11, a high-pressure fuel pump 41 driven by the rotation of the intake camshaft 11 is provided. The high-pressure fuel pump 41 supplies high-pressure fuel to the in-cylinder injection valve 14d. Specifically, the cam for the high-pressure fuel pump 41 provided on the intake camshaft 11 reciprocates the plunger of the high-pressure fuel pump 41, whereby high-pressure fuel is supplied to the in-cylinder injection valve 14d.

吸気カムシャフト１１の他端には、吸気カムシャフト１１の回転によって駆動されるとともにオイルによって内部が潤滑されるバキュームポンプ４２が組み付けられている。このバキュームポンプ４２で発生した負圧は、例えば内燃機関１０を搭載した車両のブレーキブースタなどで利用される。 A vacuum pump 42, which is driven by the rotation of the intake camshaft 11 and whose inside is lubricated by oil, is assembled to the other end of the intake camshaft 11. The negative pressure generated by the vacuum pump 42 is used, for example, in a brake booster of a vehicle equipped with an internal combustion engine 10.

内燃機関１０の各種制御は、制御装置１００によって行われる。この制御装置１００は、内燃機関１０の制御にかかる演算処理を実行するＣＰＵ、その制御に必要なプログラムやデータの記憶されたＲＯＭ、ＣＰＵの演算結果が一時的に記憶されるＲＡＭ、バックアップメモリ、外部との間で信号を入・出力するための入・出力ポート等を備えて構成されている。 Various controls of the internal combustion engine 10 are performed by the control device 100. The control device 100 includes a CPU that executes arithmetic processing related to the control of the internal combustion engine 10, a ROM that stores programs and data necessary for the control, a RAM that temporarily stores the arithmetic results of the CPU, and a backup memory. It is configured to have input / output ports for inputting / outputting signals to / from the outside.

制御装置１００の入力ポートには、次の各種センサなどが接続されている。すなわち、アクセルポジションセンサ２８は、車両の運転者によって操作されるアクセルペダル２７の操作量（アクセル操作量）を検出する。スロットルポジションセンサ３０は、スロットルバルブ２９の開度（スロットル開度）を検出する。エアフロメータ３１は、吸気通路１３を通じて燃焼室２０に吸入される空気の量（吸入空気量ＧＡ）を検出する。水温センサ３２は、内燃機関１０の冷却水温ＴＨＷを検出する。クランク角センサ３４は、クランクシャフト１７のクランク角を検出し、その検出されたクランク角に基づいて制御装置１００は機関回転速度ＮＥを算出する。カム角センサ３５は、吸気カムシャフト１１の回転位相に対応した信号を出力することで吸気バルブ２２の実際のバルブタイミングを検出する。油圧センサ３６は、後述するメインギャラリ内でのオイルの圧力Ｐを検出する。 The following various sensors and the like are connected to the input port of the control device 100. That is, the accelerator position sensor 28 detects the operation amount (accelerator operation amount) of the accelerator pedal 27 operated by the driver of the vehicle. The throttle position sensor 30 detects the opening degree (throttle opening degree) of the throttle valve 29. The air flow meter 31 detects the amount of air sucked into the combustion chamber 20 through the intake passage 13 (intake air amount GA). The water temperature sensor 32 detects the cooling water temperature THW of the internal combustion engine 10. The crank angle sensor 34 detects the crank angle of the crankshaft 17, and the control device 100 calculates the engine rotation speed NE based on the detected crank angle. The cam angle sensor 35 detects the actual valve timing of the intake valve 22 by outputting a signal corresponding to the rotation phase of the intake camshaft 11. The oil pressure sensor 36 detects the oil pressure P in the main gallery, which will be described later.

制御装置１００の出力ポートには、スロットルバルブ２９の電動モータ、ポート噴射弁１４ｐ、筒内噴射弁１４ｄ、点火プラグ１５、及び後述するＶＶＴ７０に設けられたオイルコントロールバルブやオイルポンプからの油圧を制御するオイルコントロールバルブ等が接続されている。 The output port of the control device 100 controls the hydraulic pressure from the electric motor of the throttle valve 29, the port injection valve 14p, the in-cylinder injection valve 14d, the ignition plug 15, and the oil control valve and the oil pump provided in the VVT 70 described later. The oil control valve etc. is connected.

そして、制御装置１００は、上記各種センサ等の入力信号に基づいて機関運転状態を把握し、その把握した機関運転状態に応じて上記出力ポートに接続された各種駆動回路に指令信号を出力する。こうしてポート噴射弁１４ｐ及び筒内噴射弁１４ｄによる燃料噴射量の制御、点火プラグ１５の点火時期の制御、吸気バルブ２２のバルブタイミング制御、及びスロットルバルブ２９の開度制御等が制御装置１００によって実施される。 Then, the control device 100 grasps the engine operating state based on the input signals of the various sensors and the like, and outputs a command signal to various drive circuits connected to the output port according to the grasped engine operating state. In this way, the control device 100 controls the fuel injection amount by the port injection valve 14p and the in-cylinder injection valve 14d, the ignition timing control of the spark plug 15, the valve timing control of the intake valve 22, the opening control of the throttle valve 29, and the like. Will be done.

制御装置１００は、機関回転速度ＮＥ及び機関負荷ＫＬに基づいて吸気バルブ２２の目標バルブタイミング、即ち、クランクシャフト１７に対する吸気カムシャフト１１の回転位相の目標値である目標位相を算出する。制御装置１００は、この目標位相に基づいて後述するオイルコントロールバルブを制御する。また、制御装置１００は、機能的に実現される第１算出部、第２算出部、及び決定部により、ＶＶＴ７０の目標油圧決定制御を実行する。制御装置１００は、油圧制御装置の一例である。詳しくは後述する。 The control device 100 calculates the target valve timing of the intake valve 22, that is, the target phase which is the target value of the rotation phase of the intake camshaft 11 with respect to the crankshaft 17, based on the engine rotation speed NE and the engine load KL. The control device 100 controls an oil control valve, which will be described later, based on this target phase. Further, the control device 100 executes the target hydraulic pressure determination control of the VVT 70 by the functionally realized first calculation unit, second calculation unit, and determination unit. The control device 100 is an example of a hydraulic control device. Details will be described later.

［オイルポンプ５の内部構成］
図２及び図３は、オイルポンプ５の内部構成を示した図である。尚、図２及び図３には、オイルコントロールバルブ（以下、ＯＣＶと称する）６０についても示している。オイルポンプ５は、可変容量型オイルポンプであり、内燃機関１０の各可動部へオイルを供給する。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とを備える。ドリブンロータ５２の外周は調整リング５３によって保持されている。入力軸５ａには、クランクシャフト１７の回転がチェーン等を介して伝達され、これにより入力軸５ａは回転する。 [Internal configuration of oil pump 5]
2 and 3 are views showing the internal configuration of the oil pump 5. Note that FIGS. 2 and 3 also show an oil control valve (hereinafter referred to as OCV) 60. The oil pump 5 is a variable displacement oil pump and supplies oil to each moving part of the internal combustion engine 10. The oil pump 5 includes a drive rotor 51 for an external gear rotated by an input shaft 5a, and a driven rotor 52 for an internal gear that meshes with and rotates the drive rotor 51. The outer circumference of the driven rotor 52 is held by the adjusting ring 53. The rotation of the crankshaft 17 is transmitted to the input shaft 5a via a chain or the like, whereby the input shaft 5a rotates.

オイルポンプ５のハウジング５０は、凹状の収容部５０ａが設けられた本体部５０ｂと、本体部５０ｂの開放端を塞ぐように設けられた不図示のカバーとにより構成される。収容部５０ａは、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。本体部５０ｂには不図示の貫通孔が形成され、その貫通孔に入力軸５ａが挿通されている。 The housing 50 of the oil pump 5 is composed of a main body portion 50b provided with a concave accommodating portion 50a and a cover (not shown) provided so as to close the open end of the main body portion 50b. The accommodating portion 50a accommodates a drive rotor 51, a driven rotor 52, an adjusting ring 53, and the like. A through hole (not shown) is formed in the main body portion 50b, and the input shaft 5a is inserted through the through hole.

ドライブロータ５１には、外歯５１ａが複数形成されている。ドリブンロータ５２は、リング状に形成され、その内周にドライブロータ５１の外歯５１ａと噛み合う内歯５２ａが複数形成されている。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、それらの中心を結ぶ偏心方向における一方側においてドライブロータ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。ドライブロータ５１とドリブンロータ５２との間の空間には、円周方向に並んで複数の作動室Ｒが画定され、これらの作動室Ｒが、ドライブロータ５１及びドリブンロータ５２の回転に連れて円周方向に移動しながら、その容積が増減する。 A plurality of external teeth 51a are formed on the drive rotor 51. The driven rotor 52 is formed in a ring shape, and a plurality of internal teeth 52a that mesh with the external teeth 51a of the drive rotor 51 are formed on the inner circumference thereof. The center of the driven rotor 52 is eccentric with respect to the center of the drive rotor 51 by a predetermined amount, and the outer teeth 51a of the drive rotor 51 and the inner teeth 52a of the driven rotor 52 mesh with each other on one side in the eccentric direction connecting the centers. There is. In the space between the drive rotor 51 and the driven rotor 52, a plurality of working chambers R are defined side by side in the circumferential direction, and these working chambers R are circular as the drive rotor 51 and the driven rotor 52 rotate. The volume increases or decreases while moving in the circumferential direction.

収容部５０ａには、吸入ポート５０ｃ及び吐出ポート５０ｄが形成されている。吸入ポート５０ｃは、作動室Ｒの容積が増大する範囲に対応した位置に設けられている。吐出ポート５０ｄは、作動室Ｒの容積が減少する範囲に対応した位置に設けられている。吸入ポート５０ｃは、配管を介してオイルストレーナに連通されており、オイルストレーナはオイルを貯留したオイルパン内に配置されている。吸入ポート５０ｃの一部は、調整リング５３の外側においても開口しており、後述する低圧室ＴＬに連通している。吐出ポート５０ｄは、ハウジング５０の内部に形成された油路５０ｅを介して吐出油路６ａに連通されている。吐出油路６ａから吐出されたオイルは、内燃機関１０の各可動部に供給される。 A suction port 50c and a discharge port 50d are formed in the accommodating portion 50a. The suction port 50c is provided at a position corresponding to a range in which the volume of the working chamber R increases. The discharge port 50d is provided at a position corresponding to a range in which the volume of the operating chamber R is reduced. The suction port 50c is communicated with an oil strainer via a pipe, and the oil strainer is arranged in an oil pan that stores oil. A part of the suction port 50c is also open on the outside of the adjusting ring 53 and communicates with the low pressure chamber TL described later. The discharge port 50d communicates with the discharge oil passage 6a via the oil passage 50e formed inside the housing 50. The oil discharged from the discharge oil passage 6a is supplied to each moving portion of the internal combustion engine 10.

このように構成されたオイルポンプ５は、クランクシャフト１７の回転力を受けて入力軸５ａが回転することにより、ドライブロータ５１及びドリブンロータ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５０ｃからオイルが吸入され、加圧されて吐出ポート５０ｄから吐出される。 The oil pump 5 configured in this way is formed by rotating the drive rotor 51 and the driven rotor 52 while engaging with each other by rotating the input shaft 5a by receiving the rotational force of the crankshaft 17. Oil is sucked into the operating chamber R from the suction port 50c, pressurized, and discharged from the discharge port 50d.

次に、オイルポンプ５の可変容量について説明する。オイルポンプ５は、入力軸５ａの１回転あたりのオイルの吐出量を変更可能であり、吐出量と共に吐出圧も変更される。具体的には、ハウジング５０の収容部５０ａ内に形成した油圧室ＴＣ内の油圧によって調整リング５３を移動させることにより、吐出量及び吐出圧が変更される。調整リング５３の移動により、ドライブロータ５１及びドリブンロータ５２の吸入ポート５０ｃ及び吐出ポート５０ｄに対する相対的な位置が変化するからである。 Next, the variable capacity of the oil pump 5 will be described. The oil pump 5 can change the discharge amount of oil per rotation of the input shaft 5a, and the discharge pressure is changed together with the discharge amount. Specifically, the discharge amount and the discharge pressure are changed by moving the adjusting ring 53 by the hydraulic pressure in the hydraulic pressure chamber TC formed in the accommodating portion 50a of the housing 50. This is because the movement of the adjusting ring 53 changes the relative positions of the drive rotor 51 and the driven rotor 52 with respect to the suction port 50c and the discharge port 50d.

調整リング５３は、ドリブンロータ５２を保持するリング状の本体部５３ａと、この本体部５３ａから外側に張り出す張出部５３ｂと、張出部から本体部５３ａよりも径方向外側に突出したアーム部５３ｃとが一体に形成されている。アーム部５３ｃに作用するコイルバネ５４の押圧力によって、調整リング５３は、入力軸５ａの周りを図２の時計回りに回転移動するように付勢されている。すなわち、コイルバネ５４は、油圧室ＴＣの容積が小さくなる向きに調整リング５３を付勢している。本体部５０ｂにはガイドピン５５及び５６が設けられ、張出部５３ｂには円弧溝５３ｄ及び５３ｅが設けられている。円弧溝５３ｄ及び５３ｅのそれぞれにガイドピン５５及び５６が遊嵌することにより、調整リング５３の回転移動が案内される。アーム部５３ｃは、収容部５０ａ内に周方向に並ぶ油圧室ＴＣと低圧室ＴＬとを仕切っている。アーム部５３ｃの先端側には、本体部５０ｂの周壁に摺接するシール材５７が設けられている。 The adjusting ring 53 includes a ring-shaped main body portion 53a that holds the driven rotor 52, an overhanging portion 53b that projects outward from the main body portion 53a, and an arm that protrudes radially outward from the overhanging portion. The portion 53c is integrally formed. The adjusting ring 53 is urged to rotate clockwise around the input shaft 5a by the pressing force of the coil spring 54 acting on the arm portion 53c. That is, the coil spring 54 urges the adjusting ring 53 in a direction in which the volume of the hydraulic chamber TC becomes smaller. The main body portion 50b is provided with guide pins 55 and 56, and the overhanging portion 53b is provided with arc grooves 53d and 53e. The guide pins 55 and 56 are loosely fitted in the arc grooves 53d and 53e, respectively, to guide the rotational movement of the adjusting ring 53. The arm portion 53c partitions the hydraulic chamber TC and the low pressure chamber TL arranged in the circumferential direction in the accommodating portion 50a. On the tip end side of the arm portion 53c, a sealing material 57 that is in sliding contact with the peripheral wall of the main body portion 50b is provided.

低圧室ＴＬは、調整リング５３の本体部５３ａの外周と本体部５０ｂの周壁とによって囲まれる領域に形成されている。上述したように低圧室ＴＬに臨んで吸入ポート５０ｃの一部が開口しており、低圧室ＴＬは吸入ポート５０ｃと連通している。油圧室ＴＣは、調整リング５３の張出部５３ｂの外周と本体部５０ｂの周壁とによって囲まれ、かつ、シール材５７及び５８によってオイルの流れが制限される領域に形成されている。シール材５８は、張出部５３ｂの外周に設けられ、本体部５０ｂの周壁と摺接する。本体部５０ｂの周壁と調整リング５３との間にはシール材５９が設けられている。本体部５０ｂには油圧室ＴＣに臨んで制御孔６１ａが形成され、制御孔６１ａは制御油路６１に連通されている。これにより、油圧室ＴＣには、後述するＯＣＶ６０から油圧が供給される。この油圧によってアーム部５３ｃには、調整リング５３を反時計回りに回動させるような押圧力が作用し、この押圧力とコイルバネ５４の付勢力との関係によって、調整リング５３の位置が決まる。 The low pressure chamber TL is formed in a region surrounded by the outer periphery of the main body portion 53a of the adjusting ring 53 and the peripheral wall of the main body portion 50b. As described above, a part of the suction port 50c is open facing the low pressure chamber TL, and the low pressure chamber TL communicates with the suction port 50c. The hydraulic chamber TC is formed in a region surrounded by the outer periphery of the overhanging portion 53b of the adjusting ring 53 and the peripheral wall of the main body portion 50b, and the oil flow is restricted by the sealing materials 57 and 58. The sealing material 58 is provided on the outer periphery of the overhanging portion 53b and is in sliding contact with the peripheral wall of the main body portion 50b. A sealing material 59 is provided between the peripheral wall of the main body 50b and the adjusting ring 53. A control hole 61a is formed in the main body 50b facing the hydraulic chamber TC, and the control hole 61a communicates with the control oil passage 61. As a result, hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber TC from the OCV60 described later. Due to this hydraulic pressure, a pressing force that rotates the adjusting ring 53 counterclockwise acts on the arm portion 53c, and the position of the adjusting ring 53 is determined by the relationship between this pressing force and the urging force of the coil spring 54.

これにより、調整リング５３を移動させて、オイルポンプ５の容量を制御できる。すなわち、油圧室ＴＣ内の油圧が低いときには、調整リング５３はコイルバネ５４によって、図２に示すように可動範囲の始端に位置付けられ、ポンプ容量は最大となり、オイルポンプ５からのオイルの吐出量及び吐出圧は最大となる。この状態から油圧室ＴＣ内の油圧が増大すると、調整リング５３はコイルバネ５４の付勢力に抗して反時計回りに回転移動し、ポンプ容量は減少する。図３に示すように調整リング５３が可動範囲の終端に位置づけられると、ポンプ容量は最小となり、オイルポンプ５からのオイルの吐出量及び吐出圧は最小となる。 As a result, the adjusting ring 53 can be moved to control the capacity of the oil pump 5. That is, when the oil pressure in the hydraulic chamber TC is low, the adjusting ring 53 is positioned at the start end of the movable range by the coil spring 54 as shown in FIG. 2, the pump capacity is maximized, and the amount of oil discharged from the oil pump 5 and the amount of oil discharged from the oil pump 5 are increased. The discharge pressure is maximum. When the hydraulic pressure in the hydraulic chamber TC increases from this state, the adjusting ring 53 rotates counterclockwise against the urging force of the coil spring 54, and the pump capacity decreases. When the adjusting ring 53 is positioned at the end of the movable range as shown in FIG. 3, the pump capacity is minimized, and the oil discharge amount and discharge pressure from the oil pump 5 are minimized.

以上のように、オイルポンプ５から吐出されたオイルの一部がＯＣＶ６０を介して油圧室ＴＣに供給され、油圧室ＴＣに供給されたオイルにより油圧室ＴＣの容積が変化するように調整リング５３が可動範囲を移動することで、オイルポンプ５からのオイルの吐出圧が変更される。 As described above, a part of the oil discharged from the oil pump 5 is supplied to the hydraulic chamber TC via the OCV 60, and the volume of the hydraulic chamber TC is changed by the oil supplied to the hydraulic chamber TC. By moving the movable range, the oil discharge pressure from the oil pump 5 is changed.

［ＯＣＶ６０の構成］
図４Ａ及び図４Ｂは、ＯＣＶ６０の内部構成の説明図である。ＯＣＶ６０は、スリーブ６２内を移動可能なスプール６３と、スプール６３を付勢するコイルバネ６４と、コイルバネ６４の付勢力に抗してスプール６３を移動させる電磁駆動部６５とを備えている。図４Ｂは、図４Ａよりもスプール６３が先端側に移動した状態を示している。 [Configuration of OCV60]
4A and 4B are explanatory views of the internal configuration of the OCV60. The OCV 60 includes a spool 63 that can move in the sleeve 62, a coil spring 64 that urges the spool 63, and an electromagnetic drive unit 65 that moves the spool 63 against the urging force of the coil spring 64. FIG. 4B shows a state in which the spool 63 has moved to the tip side with respect to FIG. 4A.

スリーブ６２には、制御ポート６２ａ、供給ポート６２ｂ、及び排出ポート６２ｃが形成されている。制御ポート６２ａは、制御油路６１を介して油圧室ＴＣと連通している。供給ポート６２ｂは、オイルポンプ５の吐出油路６ａから分岐する供給油路６ｂ（図２及び図３参照）を介して油路５０ｅに連通している。 The sleeve 62 is formed with a control port 62a, a supply port 62b, and a discharge port 62c. The control port 62a communicates with the hydraulic chamber TC via the control oil passage 61. The supply port 62b communicates with the oil passage 50e via a supply oil passage 6b (see FIGS. 2 and 3) that branches from the discharge oil passage 6a of the oil pump 5.

スプール６３は、先端側には周方向に複数の連通孔６３ａが形成され、連通孔６３ａよりも基端側には周方向に亘って凹部６３ｂが形成され、略円筒状である。また、スプール６３は、コイルバネ６４により基端側に付勢されており、後述するロッド６５ｃに当接されている。 The spool 63 has a plurality of communication holes 63a formed in the circumferential direction on the distal end side, and a recess 63b is formed on the proximal end side of the communication hole 63a in the circumferential direction, and is substantially cylindrical. Further, the spool 63 is urged toward the base end side by the coil spring 64, and is in contact with the rod 65c described later.

電磁駆動部６５は、プランジャ６５ａと、プランジャ６５ａを移動させるためのソレノイド６５ｂとを含んでいる。プランジャ６５ａにはロッド６５ｃが連結されており、そのロッド６５ｃにスプール６３がコイルバネ６４の付勢力により当接されている。このため、プランジャ６５ａが移動すると、ロッド６５ｃ及びスプール６３が移動される。ソレノイド６５ｂには、制御装置１００から出力されるＤｕｔｙ信号が供給され、その電流値に応じてプランジャ６５ａの位置が変化する。 The electromagnetic drive unit 65 includes a plunger 65a and a solenoid 65b for moving the plunger 65a. A rod 65c is connected to the plunger 65a, and the spool 63 is in contact with the rod 65c by the urging force of the coil spring 64. Therefore, when the plunger 65a moves, the rod 65c and the spool 63 move. A Duty signal output from the control device 100 is supplied to the solenoid 65b, and the position of the plunger 65a changes according to the current value thereof.

ＯＣＶ６０では、ソレノイド６５ｂに電流が印加されていない場合には、図４Ａに示すように、コイルバネ６４の付勢力によってスプール６３は基端側に位置づけられる。この位置において、供給ポート６２ｂは凹部６３ｂのみと対向し供給ポート６２ｂと制御ポート６２ａとは連通しない。このため、オイルポンプ５から吐出されたオイルはＯＣＶ６０内を流れずに吐出油路６ａを流れる。また図４Ａに示した状態では、制御ポート６２ａは連通孔６３ａの一部と対向し、制御ポート６２ａは連通孔６３ａを介して排出ポート６２ｃと連通される。このため、油圧室ＴＣ内にオイルが貯留されている場合には、コイルバネ５４の付勢力に従って油圧室ＴＣの容積が減少するように調整リング５３が回転し、油圧室ＴＣ内のオイルは制御油路６１を介して制御ポート６２ａからＯＣＶ６０内を流通して排出ポート６２ｃから排出される。排出ポート６２ｃから排出されたオイルは、後述するオイルパン１９に戻される。 In the OCV 60, when no current is applied to the solenoid 65b, the spool 63 is positioned on the proximal end side by the urging force of the coil spring 64, as shown in FIG. 4A. At this position, the supply port 62b faces only the recess 63b and does not communicate with the supply port 62b and the control port 62a. Therefore, the oil discharged from the oil pump 5 does not flow in the OCV 60 but flows in the discharge oil passage 6a. Further, in the state shown in FIG. 4A, the control port 62a faces a part of the communication hole 63a, and the control port 62a communicates with the discharge port 62c via the communication hole 63a. Therefore, when oil is stored in the hydraulic chamber TC, the adjusting ring 53 rotates so that the volume of the hydraulic chamber TC decreases according to the urging force of the coil spring 54, and the oil in the hydraulic chamber TC is the control oil. It circulates in the OCV 60 from the control port 62a via the road 61 and is discharged from the discharge port 62c. The oil discharged from the discharge port 62c is returned to the oil pan 19 described later.

ソレノイド６５ｂに電流が印加されると、ソレノイド６５ｂが電磁力を発生させ、図４Ｂに示すように、コイルバネ６４の付勢力に抗してスプール６３が先端側に移動する。ここで、凹部６３ｂは供給ポート６２ｂに対向しつつ制御ポート６２ａの少なくとも一部に対向するため、供給ポート６２ｂは凹部６３ｂを介して制御ポート６２ａに連通する。また、図４Ｂに示した状態では、連通孔６３ａは制御ポート６２ａとは対向しないため、制御ポート６２ａと排出ポート６２ｃとは連通していない。このため、オイルポンプ５から吐出されたオイルの一部は、供給油路６ｂから、供給ポート６２ｂ、凹部６３ｂ、制御ポート６２ａ、制御油路６１、制御孔６１ａを介して、油圧室ＴＣに供給される。 When a current is applied to the solenoid 65b, the solenoid 65b generates an electromagnetic force, and as shown in FIG. 4B, the spool 63 moves to the tip side against the urging force of the coil spring 64. Here, since the recess 63b faces at least a part of the control port 62a while facing the supply port 62b, the supply port 62b communicates with the control port 62a via the recess 63b. Further, in the state shown in FIG. 4B, since the communication hole 63a does not face the control port 62a, the control port 62a and the discharge port 62c do not communicate with each other. Therefore, a part of the oil discharged from the oil pump 5 is supplied from the supply oil passage 6b to the hydraulic chamber TC via the supply port 62b, the recess 63b, the control port 62a, the control oil passage 61, and the control hole 61a. Will be done.

また、図４Ｂに示した状態から更に先端側にスプール６３が移動すると、制御ポート６２ａと供給ポート６２ｂとが連通した状態で、制御ポート６２ａに凹部６３ｂが重なる領域が増大し、制御ポート６２ａから油圧室ＴＣに供給される油圧が増大する。尚、ＯＣＶ６０のソレノイド６５ｂに印加される電流値が上昇率に対して、スプール６３の移動量が略一定となるように、ソレノイド６５ｂの駆動力及びコイルバネ６４の付勢力とが調整されている。 Further, when the spool 63 moves further to the tip side from the state shown in FIG. 4B, the area where the recess 63b overlaps the control port 62a increases in the state where the control port 62a and the supply port 62b communicate with each other, and the area from the control port 62a increases. The hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber TC increases. The driving force of the solenoid 65b and the urging force of the coil spring 64 are adjusted so that the amount of movement of the spool 63 is substantially constant with respect to the rate of increase of the current value applied to the solenoid 65b of the OCV 60.

［ＶＶＴ７０の概略構成］
図５は、ＶＶＴ７０の概略構成を示した図である。ＶＶＴ７０は、ベーンロータ７１と、ベーンロータ７１を収容するハウジング７２とを備えている。ベーンロータ７１は、吸気カムシャフト１１に連結されて一体的に回転する。ハウジング７２は、不図示のカムスプロケットに連結されて一体的に回転する。ベーンロータ７１及びハウジング７２は、同軸上に配置され相対回転可能である。ハウジング７２の内部には、ベーンロータ７１のベーンによって仕切られる進角室７３ａ及び遅角室７３ｂが形成されている。進角室７３ａは、ベーンに対してベーンロータ７１の回転方向とは反対側に配置されている。遅角室７３ｂは、ベーンに対してベーンロータ７１の回転方向側に配置されている。また、ＶＶＴ７０には、進角室７３ａへ供給されるオイルの流通を許容するがその逆流を抑制するＶＶＴチェック弁７３ｃが設けられている。 [Rough configuration of VVT70]
FIG. 5 is a diagram showing a schematic configuration of the VVT 70. The VVT 70 includes a vane rotor 71 and a housing 72 that houses the vane rotor 71. The vane rotor 71 is connected to the intake camshaft 11 and rotates integrally. The housing 72 is connected to a cam sprocket (not shown) and rotates integrally. The vane rotor 71 and the housing 72 are arranged coaxially and can rotate relative to each other. Inside the housing 72, an advance chamber 73a and a retard chamber 73b partitioned by the vanes of the vane rotor 71 are formed. The advance chamber 73a is arranged on the side opposite to the rotation direction of the vane rotor 71 with respect to the vane. The retard chamber 73b is arranged on the rotation direction side of the vane rotor 71 with respect to the vane. Further, the VVT 70 is provided with a VVT check valve 73c that allows the flow of oil supplied to the advance chamber 73a but suppresses the backflow thereof.

ＶＶＴ７０には、ハウジング７２に対するベーンロータ７１の相対的な位置を調節するオイルコントロールバルブ（以下、ＯＣＶと称する）７４が設けられている。ＯＣＶ７４は、スリーブ７５内を移動するスプール７６と、スプール７６を付勢するコイルバネ７７と、コイルバネ７７の付勢力に抗してスプール７６を移動させるための電磁駆動部７８とを含んでいる。スリーブ７５には、進角室７３ａに接続される進角ポート７５ａと、遅角室７３ｂに接続される遅角ポート７５ｂと、メインギャラリ６を介してオイルポンプ５に接続される供給ポート７５ｃと、オイルパンに接続される排出ポート７５ｄ及び７５ｅとが形成されている。スプール７６は、スリーブ７５内を移動可能であり、スリーブ７５内における位置に応じて各ポートの接続状態を変化させる。電磁駆動部７８は、後述する制御装置１００からＤｕｔｙ信号が供給されるソレノイドなどを含み、制御装置１００からの電流値に応じてスプール７６を移動させる。 The VVT 70 is provided with an oil control valve (hereinafter referred to as OCV) 74 that adjusts the relative position of the vane rotor 71 with respect to the housing 72. The OCV 74 includes a spool 76 that moves in the sleeve 75, a coil spring 77 that urges the spool 76, and an electromagnetic drive unit 78 that moves the spool 76 against the urging force of the coil spring 77. The sleeve 75 has an advance port 75a connected to the advance chamber 73a, a retard port 75b connected to the retard chamber 73b, and a supply port 75c connected to the oil pump 5 via the main gallery 6. , The discharge ports 75d and 75e connected to the oil pan are formed. The spool 76 is movable in the sleeve 75, and changes the connection state of each port according to the position in the sleeve 75. The electromagnetic drive unit 78 includes a solenoid or the like to which a duty signal is supplied from the control device 100, which will be described later, and moves the spool 76 according to the current value from the control device 100.

ＶＶＴ７０では、進角ポート７５ａと供給ポート７５ｃとが連通されるとともに、遅角ポート７５ｂと排出ポート７５ｅとが連通された場合には、オイルポンプ５からメインギャラリ６を介して進角室７３ａに油圧が供給されるとともに、遅角室７３ｂの油圧がオイルパン１９に排出される。これにより、ベーンロータ７１がハウジング７２に対して進角側に回転する。遅角ポート７５ｂと供給ポート７５ｃとが連通されるとともに、進角ポート７５ａと排出ポート７５ｄとが連通された場合には、オイルポンプ５からメインギャラリ６を介して遅角室７３ｂに油圧が供給されるとともに、進角室７３ａの油圧がオイルパン１９に排出される。これにより、ベーンロータ７１がハウジング７２に対して遅角側に回転する。尚、スプール７６により、進角ポート７５ａ及び遅角ポート７５ｂが閉塞された場合には、進角室７３ａ及び遅角室７３ｂに対するオイルの給排が停止されるので、ベーンロータ７１のハウジング７２に対する位置が維持される。 In the VVT 70, when the advance angle port 75a and the supply port 75c are communicated with each other and the retard angle port 75b and the discharge port 75e are communicated with each other, the oil pump 5 is connected to the advance angle chamber 73a via the main gallery 6. While the hydraulic pressure is supplied, the hydraulic pressure in the retard chamber 73b is discharged to the oil pan 19. As a result, the vane rotor 71 rotates toward the advance angle side with respect to the housing 72. When the retard angle port 75b and the supply port 75c are communicated with each other and the advance angle port 75a and the discharge port 75d are communicated with each other, hydraulic pressure is supplied from the oil pump 5 to the retard angle chamber 73b via the main gallery 6. At the same time, the hydraulic pressure of the advance chamber 73a is discharged to the oil pan 19. As a result, the vane rotor 71 rotates to the retard side with respect to the housing 72. When the advance angle port 75a and the retard angle port 75b are blocked by the spool 76, the supply and discharge of oil to the advance angle chamber 73a and the retard angle chamber 73b is stopped, so that the position of the vane rotor 71 with respect to the housing 72 is stopped. Is maintained.

制御装置１００は、吸入空気量に応じて吸気側のＶＶＴ７０の目標位相を設定して、その目標位相と実位相との偏差が無くなるようにＯＣＶ７４を制御する。スロットル開度が大きくされると、そのスロットルの変化に遅れて吸入空気量が増加する。このとき、制御装置１００では、吸入空気量の増加に応じてＶＶＴ７０の目標位相を遅角側から進角側にするとともに、その目標位相に実位相が追従するようにＯＣＶ７４を制御する。尚、吸入空気量は、エアフロメータ３１によって検出され、ＶＶＴ７０の実位相は、クランク角センサ３４及びカム角センサ３５の検出結果に基づいて算出される。また、ＶＶＴ７０の目標位相は、たとえば、吸入空気量をパラメータとするマップから導出される。 The control device 100 sets the target phase of the VVT 70 on the intake side according to the amount of intake air, and controls the OCV 74 so that the deviation between the target phase and the actual phase is eliminated. When the throttle opening is increased, the intake air amount increases behind the change in the throttle. At this time, the control device 100 shifts the target phase of the VVT 70 from the retard side to the advance side according to the increase in the intake air amount, and controls the OCV 74 so that the actual phase follows the target phase. The intake air amount is detected by the air flow meter 31, and the actual phase of the VVT 70 is calculated based on the detection results of the crank angle sensor 34 and the cam angle sensor 35. Further, the target phase of the VVT 70 is derived from, for example, a map having the intake air amount as a parameter.

さらに、制御装置１００は、エンジン１の運転状態などに応じてオイルポンプ５の吐出油圧を制御するとともに、その制御された吐出油圧となるようにＯＣＶ６０によりポンプ容量を制御する。具体的には、制御装置１００では、油圧センサ３６によって検出されるオイルポンプ５から実際に吐出された実油圧が、ＶＶＴ７０に供給される油圧の目標値である目標油圧となるように、Ｄｕｔｙ信号が生成してＯＣＶ６０に供給する。目標油圧は、ＶＶＴ７０の目標位相に基づいて設定される。ＶＶＴ７０の目標位相は、上述したように吸入空気量に応じて設定される。オイルポンプ５からの実油圧が目標油圧に維持されることにより、ＶＶＴ７０に供給される油圧が目標油圧となり、吸気カムシャフト１１の回転位相を目標位相に維持することができる。 Further, the control device 100 controls the discharge hydraulic pressure of the oil pump 5 according to the operating state of the engine 1 and the like, and controls the pump capacity by the OCV 60 so as to be the controlled discharge hydraulic pressure. Specifically, in the control device 100, the Duty signal is such that the actual oil pressure actually discharged from the oil pump 5 detected by the oil pressure sensor 36 becomes the target oil pressure which is the target value of the oil pressure supplied to the VVT 70. Is generated and supplied to the OCV60. The target hydraulic pressure is set based on the target phase of the VVT 70. The target phase of the VVT 70 is set according to the intake air amount as described above. By maintaining the actual hydraulic pressure from the oil pump 5 at the target hydraulic pressure, the hydraulic pressure supplied to the VVT 70 becomes the target hydraulic pressure, and the rotation phase of the intake camshaft 11 can be maintained at the target phase.

このように、内燃機関１０の運転状態に応じてＶＶＴ７０での目標油圧を決定すると、高圧燃料ポンプ４１やバキュームポンプ４２から吸気カムシャフト１１が受ける回転の抵抗となる負荷トルクの大きさによっては、ＶＶＴ７０での油圧不足が生じて、吸気カムシャフト１１の回転位相を目標位相に維持することができない可能性がある。これにより、ベーンロータ７１がハウジング７２に衝突して騒音が発生するおそれがある。そのため本実施例の制御装置１００は、以下のようにして目標油圧を決定する。 In this way, when the target hydraulic pressure in the VVT 70 is determined according to the operating state of the internal combustion engine 10, the load torque that becomes the resistance to rotation of the intake camshaft 11 from the high-pressure fuel pump 41 or the vacuum pump 42 depends on the magnitude of the load torque. There is a possibility that the rotational phase of the intake camshaft 11 cannot be maintained at the target phase due to insufficient hydraulic pressure in the VVT 70. As a result, the vane rotor 71 may collide with the housing 72 to generate noise. Therefore, the control device 100 of this embodiment determines the target hydraulic pressure as follows.

［目標油圧決定制御］
図６は、制御装置１００が実行する目標油圧決定制御の一例を示したフローチャートである。制御装置１００は、上述したように、内燃機関１０の運転状態に基づいて、クランクシャフト１７に対する吸気カムシャフト１１の回転位相の目標位相を算出し、この目標位相に基づいて第１目標油圧Ａを算出する（ステップＳ１）。ステップＳ１の処理は、第１算出部が実行する処理の一例である。 [Target hydraulic pressure determination control]
FIG. 6 is a flowchart showing an example of the target hydraulic pressure determination control executed by the control device 100. As described above, the control device 100 calculates the target phase of the rotational phase of the intake camshaft 11 with respect to the crankshaft 17 based on the operating state of the internal combustion engine 10, and sets the first target hydraulic pressure A based on this target phase. Calculate (step S1). The process of step S1 is an example of the process executed by the first calculation unit.

次に制御装置１００は、吸気カムシャフト１１への回転の抵抗となる負荷トルクに基づいて第２目標油圧Ｂを算出する（ステップＳ２）。ステップＳ２の処理は、第２算出部が実行する処理の一例である。詳しくは後述する。 Next, the control device 100 calculates the second target hydraulic pressure B based on the load torque that becomes the resistance of rotation to the intake camshaft 11 (step S2). The process of step S2 is an example of the process executed by the second calculation unit. Details will be described later.

次に制御装置１００は、第２目標油圧Ｂが第１目標油圧Ａより大きいか否かを判定する（ステップＳ３）。ステップＳ３でＹｅｓの場合、制御装置１００は最終的な目標油圧を第２目標油圧Ｂに決定する（ステップＳ４）。ステップＳ３でＮｏの場合、制御装置１００は最終的な目標油圧を第１目標油圧Ａに決定する（ステップＳ５）。即ち、制御装置１００は第１目標油圧Ａ及び第２目標油圧Ｂのうち大きい値を最終的な目標油圧に決定する。このように大きい値を最終的な目標油圧に決定するため、油圧不足の発生を抑制できる。尚、ステップＳ３では、第２目標油圧Ｂが第１目標油圧Ａ以上であるか否かを判定してもよい。ステップＳ４及びＳ５の処理は、決定部が実行する処理の一例である。 Next, the control device 100 determines whether or not the second target hydraulic pressure B is larger than the first target hydraulic pressure A (step S3). In the case of Yes in step S3, the control device 100 determines the final target hydraulic pressure to the second target hydraulic pressure B (step S4). If No in step S3, the control device 100 determines the final target hydraulic pressure to be the first target hydraulic pressure A (step S5). That is, the control device 100 determines the larger value of the first target hydraulic pressure A and the second target hydraulic pressure B as the final target hydraulic pressure. Since such a large value is determined as the final target hydraulic pressure, the occurrence of hydraulic pressure shortage can be suppressed. In step S3, it may be determined whether or not the second target oil pressure B is equal to or higher than the first target oil pressure A. The processes of steps S4 and S5 are examples of processes executed by the determination unit.

［第２目標油圧Ｂの算出制御］
次に、第２目標油圧Ｂの算出制御について説明する。第２目標油圧Ｂは、以下の複数のトルクに基づいて吸気カムシャフト１１への負荷トルクＣＴを算出し、この負荷トルクＣＴに基づいて算出される。具体的には以下のようにして算出される。 [Calculation control of the second target oil pressure B]
Next, the calculation control of the second target hydraulic pressure B will be described. The second target hydraulic pressure B calculates the load torque CT on the intake camshaft 11 based on the following plurality of torques, and is calculated based on the load torque CT. Specifically, it is calculated as follows.

図７は、制御装置１００が実行する第２目標油圧Ｂの算出制御の一例を示したフローチャートである。制御装置１００は、クランク角センサ３４の検出値に基づいて機関回転速度ＮＥを取得する（ステップＳ１１）。 FIG. 7 is a flowchart showing an example of calculation control of the second target hydraulic pressure B executed by the control device 100. The control device 100 acquires the engine rotation speed NE based on the detected value of the crank angle sensor 34 (step S11).

次に制御装置１００は、カムフリクショントルクＴ１を算出する（ステップＳ１２）。具体的には、図８Ａに示すマップを参照してカムフリクショントルクＴ１を算出する。図８Ａは、機関回転速度ＮＥとカムフリクショントルクＴ１を規定したマップである。このマップは予め実験により取得され制御装置１００の記憶装置に記憶されている。このマップは、横軸が機関回転速度ＮＥを示し縦軸がカムフリクショントルクＴ１を示している。機関回転速度ＮＥが増大するほどカムフリクショントルクＴ１は増大する。カムフリクショントルクＴ１は、吸気バルブ２２の開閉動作に伴って吸気カムシャフト１１が受けるトルクである。従って吸気バルブ２２は、吸気カムシャフト１１の回転により駆動される装置の一例である。 Next, the control device 100 calculates the cam friction torque T1 (step S12). Specifically, the cam friction torque T1 is calculated with reference to the map shown in FIG. 8A. FIG. 8A is a map defining the engine rotation speed NE and the cam friction torque T1. This map is acquired in advance by an experiment and stored in the storage device of the control device 100. In this map, the horizontal axis indicates the engine rotation speed NE, and the vertical axis indicates the cam friction torque T1. The cam friction torque T1 increases as the engine rotation speed NE increases. The cam friction torque T1 is a torque received by the intake camshaft 11 as the intake valve 22 opens and closes. Therefore, the intake valve 22 is an example of a device driven by the rotation of the intake camshaft 11.

次に制御装置１００は、高圧燃料ポンプトルクＴ２を算出する（ステップＳ１３）。具体的には、制御装置１００は、内燃機関１０の運転状態がポート噴射弁１４ｐのみから燃料が噴射される状態では、高圧燃料ポンプトルクＴ２をゼロとして算出し、内燃機関１０の運転状態が少なくとも筒内噴射弁１４ｄから燃料が噴射される状態では、図８Ｂに示すマップを参照して高圧燃料ポンプトルクＴ２を算出する。ポート噴射弁１４ｐには、高圧燃料ポンプ４１ではなく不図示の低圧燃料ポンプから燃料が供給され、ポート噴射弁１４ｐのみから燃料が噴射される状態では、高圧燃料ポンプ４１が吸気カムシャフト１１に与える負荷トルクは小さいものでありゼロとみなすことができるからである。 Next, the control device 100 calculates the high-pressure fuel pump torque T2 (step S13). Specifically, the control device 100 calculates the high-pressure fuel pump torque T2 as zero when the operating state of the internal combustion engine 10 is a state in which fuel is injected only from the port injection valve 14p, and the operating state of the internal combustion engine 10 is at least. When fuel is injected from the in-cylinder injection valve 14d, the high-pressure fuel pump torque T2 is calculated with reference to the map shown in FIG. 8B. Fuel is supplied to the port injection valve 14p not from the high pressure fuel pump 41 but from a low pressure fuel pump (not shown), and when fuel is injected only from the port injection valve 14p, the high pressure fuel pump 41 supplies the fuel to the intake cam shaft 11. This is because the load torque is small and can be regarded as zero.

図８Ｂは、機関回転速度ＮＥと高圧燃料ポンプトルクＴ２を規定したマップである。このマップは予め実験により取得され制御装置１００の記憶装置に記憶されている。このマップは、横軸が機関回転速度ＮＥを示し縦軸が高圧燃料ポンプトルクＴ２を示している。少なくとも筒内噴射弁１４ｄから燃料が噴射されている状態では、機関回転速度ＮＥが増大するほど高圧燃料ポンプトルクＴ２は増大する。 FIG. 8B is a map defining the engine rotation speed NE and the high pressure fuel pump torque T2. This map is acquired in advance by an experiment and stored in the storage device of the control device 100. In this map, the horizontal axis indicates the engine rotation speed NE, and the vertical axis indicates the high-pressure fuel pump torque T2. At least in a state where fuel is injected from the in-cylinder injection valve 14d, the high-pressure fuel pump torque T2 increases as the engine rotation speed NE increases.

また、図８Ｂに示したマップは、筒内噴射弁１４ｄから噴射される燃料の目標噴射量が多いほど、及び筒内噴射弁１４ｄから噴射される燃料の目標燃圧が高いほど、高圧燃料ポンプトルクＴ２は高い値となるように補正される。筒内噴射弁１４ｄでの目標噴射量が多いほど、及び筒内噴射弁１４ｄでの目標燃圧が高いほど、高圧燃料ポンプ４１が筒内噴射弁１４ｄに圧送する燃料量が多くなり、その分だけ高圧燃料ポンプ４１が与える吸気カムシャフト１１への回転の抵抗が大きくなるからである。尚、筒内噴射弁１４ｄの目標噴射量及び目標燃圧は、内燃機関１０の運転状態に応じて制御装置１００が算出する。高圧燃料ポンプ４１は、吸気カムシャフト１１の回転により駆動される装置の一例である。 Further, in the map shown in FIG. 8B, the higher the target injection amount of the fuel injected from the in-cylinder injection valve 14d and the higher the target fuel pressure of the fuel injected from the in-cylinder injection valve 14d, the higher the high pressure fuel pump torque. T2 is corrected so as to have a high value. The larger the target injection amount of the in-cylinder injection valve 14d and the higher the target fuel pressure of the in-cylinder injection valve 14d, the larger the amount of fuel pumped by the high-pressure fuel pump 41 to the in-cylinder injection valve 14d. This is because the resistance to rotation of the intake camshaft 11 provided by the high-pressure fuel pump 41 increases. The target injection amount and the target fuel pressure of the in-cylinder injection valve 14d are calculated by the control device 100 according to the operating state of the internal combustion engine 10. The high-pressure fuel pump 41 is an example of a device driven by the rotation of the intake camshaft 11.

尚、ポート噴射弁１４ｐ及び筒内噴射弁１４ｄの噴射比率は、内燃機関１０の運転状態が低回転低負荷状態ではポート噴射弁１４ｐのみから燃料が噴射され、中回転中負荷状態ではポート噴射弁１４ｐ及び筒内噴射弁１４ｄの双方から燃料が噴射され、高回転高負荷状態では筒内噴射弁１４ｄのみから燃料が噴射される。従って、筒内噴射弁１４ｄのみから燃料が噴射される高回転高負荷状態において高圧燃料ポンプトルクＴ２が高い値となり、反対にポート噴射弁１４ｐのみから燃料が噴射される低回転低負荷状態では高圧燃料ポンプトルクＴ２は低い値、例えば本実施例ではゼロとなる。 The injection ratios of the port injection valve 14p and the in-cylinder injection valve 14d are such that fuel is injected only from the port injection valve 14p when the internal combustion engine 10 is in a low rotation and low load state, and the port injection valve is in a medium rotation medium load state. Fuel is injected from both 14p and the in-cylinder injection valve 14d, and fuel is injected only from the in-cylinder injection valve 14d in a high rotation and high load state. Therefore, the high-pressure fuel pump torque T2 becomes a high value in the high-speed high-load state in which fuel is injected only from the in-cylinder injection valve 14d, and conversely, the high pressure is obtained in the low-speed low-load state in which fuel is injected only from the port injection valve 14p. The fuel pump torque T2 is a low value, for example, zero in this embodiment.

次に制御装置１００は、バキュームポンプトルクＴ３を算出する（ステップＳ１４）。具体的には、図８Ｃに示すマップを参照してバキュームポンプトルクＴ３を算出する。図８Ｃは、機関回転速度ＮＥとバキュームポンプトルクＴ３を規定したマップである。このマップは予め実験により取得され制御装置１００の記憶装置に記憶されている。図８Ｃは、横軸が機関回転速度ＮＥを示し縦軸がバキュームポンプトルクＴ３を示している。機関回転速度ＮＥが増大するほどバキュームポンプトルクＴ３は増大する。バキュームポンプ４２は、吸気カムシャフト１１の回転により駆動される装置の一例である。 Next, the control device 100 calculates the vacuum pump torque T3 (step S14). Specifically, the vacuum pump torque T3 is calculated with reference to the map shown in FIG. 8C. FIG. 8C is a map defining the engine rotation speed NE and the vacuum pump torque T3. This map is acquired in advance by an experiment and stored in the storage device of the control device 100. In FIG. 8C, the horizontal axis indicates the engine rotation speed NE, and the vertical axis indicates the vacuum pump torque T3. The vacuum pump torque T3 increases as the engine rotation speed NE increases. The vacuum pump 42 is an example of a device driven by the rotation of the intake camshaft 11.

尚、バキュームポンプ４２内に供給されるオイルの温度が低いほど、バキュームポンプトルクＴ３を高い値に補正してもよい。バキュームポンプ４２内に供給されるオイルの温度が低いほど、オイルの粘度が高くなり、バキュームポンプ４２が吸気カムシャフト１１に与える負荷トルクが増大するからである。この場合、オイルの温度は、オイルの温度を直接検出する温度センサの検出値に基づいて取得してもよいし、内燃機関１０を冷却する冷却水の温度を検出する水温センサの検出値に基づいて取得してもよい。 The lower the temperature of the oil supplied into the vacuum pump 42, the higher the value of the vacuum pump torque T3 may be. This is because the lower the temperature of the oil supplied into the vacuum pump 42, the higher the viscosity of the oil, and the higher the load torque given to the intake camshaft 11 by the vacuum pump 42. In this case, the temperature of the oil may be acquired based on the detection value of the temperature sensor that directly detects the temperature of the oil, or based on the detection value of the water temperature sensor that detects the temperature of the cooling water that cools the internal combustion engine 10. You may get it.

次に制御装置１００は、ＶＶＴチェック弁７３ｃによる逆流防止トルクＴ４を算出する（ステップＳ１５）。逆流防止トルクＴ４は、ＶＶＴチェック弁７３ｃにより進角室７３ａに流入したオイルの逆流が抑制されることにより、ベーンロータ７１を遅角側に戻すことを妨げるトルクである。 Next, the control device 100 calculates the backflow prevention torque T4 by the VVT check valve 73c (step S15). The backflow prevention torque T4 is a torque that prevents the vane rotor 71 from returning to the retard side by suppressing the backflow of the oil flowing into the advance angle chamber 73a by the VVT check valve 73c.

具体的には、図９Ａに示すマップを参照して逆流防止トルクＴ４を算出する。図９Ａは、機関回転速度ＮＥと逆流防止トルクＴ４を規定したマップである。このマップは予め実験により取得され制御装置１００の記憶装置に記憶されている。図９Ａは、横軸が機関回転速度ＮＥを示し縦軸が逆流防止トルクＴ４を示している。機関回転速度ＮＥが増大するほど逆流防止トルクＴ４は低下する。これは、機関回転速度ＮＥが増大するほど、ＶＶＴチェック弁７３ｃを通過するオイルの流量が増大してＶＶＴチェック弁７３ｃが開く流路が拡大して、オイルの逆流が生じやすくなり、ベーンロータ７１を遅角側に戻すことを妨げるトルクが低下するからである。尚、図９Ａに示した機関回転速度ＮＥに対する逆流防止トルクＴ４の変化は、あくまで一例であり、ＶＶＴ機構の種類やチェック弁の大きさ等によって異なる。 Specifically, the backflow prevention torque T4 is calculated with reference to the map shown in FIG. 9A. FIG. 9A is a map defining the engine rotation speed NE and the backflow prevention torque T4. This map is acquired in advance by an experiment and stored in the storage device of the control device 100. In FIG. 9A, the horizontal axis indicates the engine rotation speed NE, and the vertical axis indicates the backflow prevention torque T4. As the engine rotation speed NE increases, the backflow prevention torque T4 decreases. This is because as the engine rotation speed NE increases, the flow rate of oil passing through the VVT check valve 73c increases and the flow path through which the VVT check valve 73c opens expands, so that backflow of oil is likely to occur, and the vane rotor 71 is operated. This is because the torque that hinders the return to the retard side is reduced. The change in the backflow prevention torque T4 with respect to the engine rotation speed NE shown in FIG. 9A is merely an example, and varies depending on the type of VVT mechanism, the size of the check valve, and the like.

次に制御装置１００は、アシストスプリングトルクＴ５を算出する（ステップＳ１６）。ここでアシストスプリングは、ＶＶＴ７０内に設けられており、ＶＶＴ７０のベーンロータ７１を進角側に付勢するためのスプリングである。従って、アシストスプリングはベーンロータ７１の位置によってベーンロータ７１を進角側に付勢する付勢力が異なっている。しかしながら本実施例では、アシストスプリングトルクＴ５は、他のカムフリクショントルクＴ１、高圧燃料ポンプトルクＴ２、バキュームポンプトルクＴ３、及び逆流防止トルクＴ４と比較して小さい値であるため、アシストスプリングトルクＴ５は予め固定値として制御装置１００の記憶装置に記憶されている。尚、上述したベーンロータ７１の位置、即ちＶＶＴ７０が制御する回転位相に応じてアシストスプリングトルクＴ５が変動する可変値として算出してもよい。また、上記ステップＳ１２～Ｓ１６の順序は問わない。また、ステップＳ１２～Ｓ１６では、演算式によりトルクを算出してもよい。 Next, the control device 100 calculates the assist spring torque T5 (step S16). Here, the assist spring is provided in the VVT 70 and is a spring for urging the vane rotor 71 of the VVT 70 to the advance angle side. Therefore, the assist spring has a different urging force for urging the vane rotor 71 toward the advance angle side depending on the position of the vane rotor 71. However, in this embodiment, the assist spring torque T5 is smaller than the other cam friction torque T1, the high pressure fuel pump torque T2, the vacuum pump torque T3, and the backflow prevention torque T4, so that the assist spring torque T5 is It is stored in advance in the storage device of the control device 100 as a fixed value. It may be calculated as a variable value in which the assist spring torque T5 fluctuates according to the position of the vane rotor 71 described above, that is, the rotation phase controlled by the VVT 70. Further, the order of the above steps S12 to S16 does not matter. Further, in steps S12 to S16, the torque may be calculated by an arithmetic expression.

次に制御装置１００は、上述したトルクに基づいて、負荷トルクＣＴを算出する（ステップＳ１７）。具体的には、以下の演算式により算出する。
ＣＴ＝Ｔ１＋Ｔ２＋Ｔ３－Ｔ４－Ｔ５…（１）
カムフリクショントルクＴ１、高圧燃料ポンプトルクＴ２、及びバキュームポンプトルクＴ３については、吸気カムシャフト１１の回転に対して負荷となるため、上記の式では正の値として加算され、逆流防止トルクＴ４及びアシストスプリングトルクＴ５については吸気カムシャフト１１の回転を後押しする方向に作用するため、上記の式では負の値として考慮される。 Next, the control device 100 calculates the load torque CT based on the above-mentioned torque (step S17). Specifically, it is calculated by the following calculation formula.
CT = T1 + T2 + T3-T4-T5 ... (1)
Since the cam friction torque T1, the high-pressure fuel pump torque T2, and the vacuum pump torque T3 are applied to the rotation of the intake camshaft 11, they are added as positive values in the above equation, and the backflow prevention torque T4 and the assist Since the spring torque T5 acts in the direction of boosting the rotation of the intake camshaft 11, it is considered as a negative value in the above equation.

次に制御装置１００は、算出された負荷トルクＣＴに基づいて第２目標油圧Ｂを算出する（ステップＳ１８）。図９Ｂは、負荷トルクＣＴと第２目標油圧Ｂを規定したマップである。このマップは予め実験により取得され制御装置１００の記憶装置に記憶されている。図９Ｂは、横軸が負荷トルクＣＴを示し縦軸が第２目標油圧Ｂを示している。負荷トルクＣＴが増大するほど第２目標油圧Ｂは増大する。 Next, the control device 100 calculates the second target oil pressure B based on the calculated load torque CT (step S18). FIG. 9B is a map defining the load torque CT and the second target oil pressure B. This map is acquired in advance by an experiment and stored in the storage device of the control device 100. In FIG. 9B, the horizontal axis represents the load torque CT and the vertical axis represents the second target hydraulic pressure B. The second target hydraulic pressure B increases as the load torque CT increases.

これにより、ＶＶＴ７０での油圧不足の発生を抑制でき、クランクシャフト１７に対する吸気カムシャフト１１の回転位相を目標位相に精度よく維持することができる。 As a result, it is possible to suppress the occurrence of hydraulic pressure shortage in the VVT 70, and it is possible to accurately maintain the rotational phase of the intake camshaft 11 with respect to the crankshaft 17 at the target phase.

［その他］
上記実施例では、吸気カムシャフト１１の回転により駆動される装置として、吸気バルブ２２、高圧燃料ポンプ４１、及びバキュームポンプ４２を例に説明した。また、負荷トルクＣＴの算出には、カムフリクショントルクＴ１，高圧燃料ポンプトルクＴ２、及びバキュームポンプトルクＴ３に加えて、ＶＶＴ７０に関する逆流防止トルクＴ４及びアシストスプリングトルクＴ５に基づいて算出した。これにより、クランクシャフト１７に対する吸気カムシャフト１１の回転位相を目標位相に精度よく維持することができる。尚、逆流防止トルクＴ４及びアシストスプリングトルクＴ５については、負荷トルクＣＴの算出の際には必ずしも参照しなくてもよい。即ち、カムフリクショントルクＴ１、高圧燃料ポンプトルクＴ２、及びバキュームポンプトルクＴ３の合計値を負荷トルクＣＴとして算出してもよい。逆流防止トルクＴ４及びアシストスプリングトルクＴ５は、カムフリクショントルクＴ１、高圧燃料ポンプトルクＴ２、及びバキュームポンプトルクＴ３と比較して小さい値であり、第２目標油圧Ｂへの算出精度への影響は比較的小さいからである。 [others]
In the above embodiment, the intake valve 22, the high-pressure fuel pump 41, and the vacuum pump 42 have been described as an example of the device driven by the rotation of the intake camshaft 11. Further, the load torque CT was calculated based on the cam friction torque T1, the high pressure fuel pump torque T2, the vacuum pump torque T3, the backflow prevention torque T4 and the assist spring torque T5 related to the VVT70. As a result, the rotational phase of the intake camshaft 11 with respect to the crankshaft 17 can be accurately maintained at the target phase. The backflow prevention torque T4 and the assist spring torque T5 do not necessarily have to be referred to when calculating the load torque CT. That is, the total value of the cam friction torque T1, the high-pressure fuel pump torque T2, and the vacuum pump torque T3 may be calculated as the load torque CT. The backflow prevention torque T4 and the assist spring torque T5 are smaller values than the cam friction torque T1, the high pressure fuel pump torque T2, and the vacuum pump torque T3, and the influence on the calculation accuracy of the second target oil pressure B is compared. Because it is small.

上記実施例では、吸気カムシャフト１１は高圧燃料ポンプ４１を駆動するが、例えば排気カムシャフト１２が高圧燃料ポンプ４１を駆動する構成の場合には、制御装置１００は上述した高圧燃料ポンプトルクＴ２を考慮せず負荷トルクＣＴを算出する。また、上記実施例では吸気カムシャフト１１によりバキュームポンプ４２が駆動するが、排気カムシャフト１２がバキュームポンプ４２を駆動する場合には、制御装置１００は上述したバキュームポンプトルクＴ３を考慮せず負荷トルクＣＴを算出する。 In the above embodiment, the intake camshaft 11 drives the high-pressure fuel pump 41. For example, in the case where the exhaust camshaft 12 drives the high-pressure fuel pump 41, the control device 100 applies the high-pressure fuel pump torque T2 described above. The load torque CT is calculated without consideration. Further, in the above embodiment, the vacuum pump 42 is driven by the intake camshaft 11, but when the exhaust camshaft 12 drives the vacuum pump 42, the control device 100 does not consider the vacuum pump torque T3 described above and loads torque. Calculate CT.

上記実施例では、吸気側に設けられたＶＶＴ７０の第２目標油圧Ｂを負荷トルクＣＴに基づいて算出したが、これに限定されず、例えば排気側にＶＶＴが設けられている場合には、排気側のＶＶＴの目標油圧を排気カムシャフト１２への負荷トルクに基づいて算出してもよい。 In the above embodiment, the second target hydraulic pressure B of the VVT 70 provided on the intake side is calculated based on the load torque CT, but the present invention is not limited to this, and for example, when the VVT is provided on the exhaust side, the exhaust gas is exhausted. The target hydraulic pressure of the VVT on the side may be calculated based on the load torque on the exhaust camshaft 12.

上記の実施の形態の可変動弁機構の油圧制御装置は、車両用内燃機関に適用した例について説明したが、動力源として内燃機関を用いるものであれば適用可能であり、例えば、所謂ハイブリッド車や自動二輪車等に搭載される内燃機関はもとより、船舶や建設機械等のように車両以外のものに搭載される内燃機関にも適用可能である。 The hydraulic control device of the variable valve mechanism of the above embodiment has been described as an example applied to an internal combustion engine for a vehicle, but can be applied as long as an internal combustion engine is used as a power source, for example, a so-called hybrid vehicle. It can be applied not only to an internal combustion engine mounted on a motorcycle or a motorcycle, but also to an internal combustion engine mounted on something other than a vehicle such as a ship or a construction machine.

以上、本発明の実施例について詳述したが、本発明はかかる特定の実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明の要旨の範囲内において、種々の変形・変更が可能である。 Although the examples of the present invention have been described in detail above, the present invention is not limited to such specific examples, and various modifications and variations are made within the scope of the gist of the present invention described in the claims. It can be changed.

５…オイルポンプ、１０…内燃機関、１１…吸気カムシャフト、１２…排気カムシャフト、１３…吸気通路、１３ａ…吸気ポート、１４ｐ…ポート噴射弁、１４ｄ…筒内噴射弁、１５…点火プラグ、１６…ピストン、１７…クランクシャフト、１８…排気通路、１８ａ…排気ポート、２０…燃焼室、２２…吸気バルブ、２３…排気バルブ、２７…アクセルペダル、２８…アクセルポジションセンサ、２９…スロットルバルブ、３０…スロットルポジションセンサ、３１…エアフロメータ、３２…水温センサ、３４…クランク角センサ、３５…カム角センサ、３６…油圧センサ、４１…高圧燃料ポンプ、４２…バキュームポンプ、６０、７４…オイルコントロールバルブ、７０…可変動弁機構（ＶＶＴ）、１００…制御装置
5 ... Oil pump, 10 ... Internal combustion engine, 11 ... Intake camshaft, 12 ... Exhaust camshaft, 13 ... Intake passage, 13a ... Intake port, 14p ... Port injection valve, 14d ... In-cylinder injection valve, 15 ... Ignition plug, 16 ... Piston, 17 ... Crankshaft, 18 ... Exhaust passage, 18a ... Exhaust port, 20 ... Combustion chamber, 22 ... Intake valve, 23 ... Exhaust valve, 27 ... Accelerator pedal, 28 ... Accelerator position sensor, 29 ... Throttle valve, 30 ... Throttle position sensor, 31 ... Air flow meter, 32 ... Water temperature sensor, 34 ... Crank angle sensor, 35 ... Cam angle sensor, 36 ... Hydraulic sensor, 41 ... High pressure fuel pump, 42 ... Vacuum pump, 60, 74 ... Oil control Valve, 70 ... Variable valve mechanism (VVT), 100 ... Control device

Claims (1)

クランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相を変更することができる油圧式の可変動弁機構の油圧制御装置であって、
前記可変動弁機構による目標位相に基づいて、前記回転位相を前記目標位相に維持できる前記可変動弁機構に供給される油圧の目標値である第１目標油圧を算出する第１算出部と、
前記カムシャフトの回転により駆動される装置から前記カムシャフトが受ける、前記カムシャフトの回転の抵抗となる負荷トルクに基づいて、前記回転位相を前記目標位相に維持できる前記可変動弁機構に供給される油圧の目標値である第２目標油圧を算出する第２算出部と、
前記第１及び第２目標油圧のうち大きい方を最終的な目標油圧に決定する決定部と、を備えた可変動弁機構の油圧制御装置。
It is a hydraulic control device of a hydraulic variable valve mechanism that can change the rotation phase of the camshaft with respect to the crankshaft.
Based on the target phase by the variable valve mechanism, the first calculation unit that calculates the first target hydraulic pressure, which is the target value of the hydraulic pressure supplied to the variable valve mechanism that can maintain the rotation phase at the target phase,
It is supplied to the variable valve mechanism capable of maintaining the rotation phase at the target phase based on the load torque that is the resistance to the rotation of the camshaft received from the device driven by the rotation of the camshaft. The second calculation unit that calculates the second target hydraulic pressure, which is the target value of the hydraulic pressure,
A hydraulic pressure control device for a variable valve mechanism, comprising a determination unit that determines the larger of the first and second target hydraulic pressures as the final target hydraulic pressure.

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