JP3786511B2

JP3786511B2 - Oil quantity control device in lubricating oil circuit of internal combustion engine

Info

Publication number: JP3786511B2
Application number: JP32007097A
Authority: JP
Inventors: 博之福永; 直也加藤; 時男小浜; 良尚鈴木
Original assignee: Nippon Soken Inc; Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp; Soken Inc
Priority date: 1997-11-20
Filing date: 1997-11-20
Publication date: 2006-06-14
Anticipated expiration: 2017-11-20
Also published as: JPH11153014A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、潤滑油によって作動される可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ）を備えている内燃機関に係り、特にその潤滑油回路における油量制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、特開平７−９１２８０号公報に開示されている内燃機関のバルブタイミング制御装置のように、潤滑油によって作動される可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ）を備えている内燃機関においては、機関の潤滑油の一部を分流させてＶＶＴの作動油として利用する。即ち、機関の潤滑油ポンプによって加圧された潤滑油の大部分は潤滑油通路を通って機関の主軸受部や動弁系等の潤滑が必要な部位へ供給されるが、その一部が潤滑油通路から分岐しているＶＶＴへの通路へ分流する。そして、分流した潤滑油をバルブタイミング制御弁によって流路を切り換えることによりＶＶＴの複数個のポートのいずれかへ選択的に供給し、その潤滑油圧によってＶＶＴのタイミングピストンを移動させて、タイミングプーリとカムシャフトとの間の相対的な位相を変化させることにより、バルブタイミングを進角又は遅角させるのである。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
このように、潤滑油によって作動されるＶＶＴを有する内燃機関においては、潤滑油の一部を供給することによりＶＶＴを作動させてバルブタイミングを変化させる時に、機関の主軸受部や動弁系等へ供給される潤滑油の量がＶＶＴの非作動時に比べて減少する。しかし、例えば、機関が低負荷運転の状態から高負荷の運転状態へ移行する時には、吸気弁のバルブタイミングを進角させるためにＶＶＴへ潤滑油を供給する必要があると共に、主軸受部や動弁系等へ供給される潤滑油の量も増加させる必要があるため、双方の要求が同時に重なって潤滑油不足になるという問題がある。
【０００４】
また、潤滑油によって作動されるＶＶＴにおいては、制御に対するＶＶＴの応答速度は潤滑油圧の高さによって決まるが、例えば、潤滑油の温度が高い時に機関が低回転で運転されるような運転条件では、潤滑油圧が低くなるためにＶＶＴの応答性が悪化するという問題がある。これらの問題に対して、従来は一般に潤滑油ポンプの吐出容量を大きくして対応しているが、ＶＶＴが作動していない時は大型の潤滑油ポンプは摩擦損失を増大させて燃費の悪化を招くし、コストの上昇、重量の増加、収容スペース確保の困難等の問題も生じる。
【０００５】
本発明は、従来技術における前述のような問題に対処して、小型の潤滑油ポンプによっても潤滑油の供給不足を生じることがなく、しかもＶＶＴの応答性を高くすることができるような、内燃機関の潤滑油回路に付設される油量制御装置を提供することを目的としている。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明は、前記の課題を解決するための手段として、特許請求の範囲の各請求項に記載された内燃機関の潤滑油回路における油量制御装置を提供する。
【０００７】
請求項１に記載された油量制御装置によれば、内燃機関が運転される時に、潤滑油ポンプによって加圧されて潤滑油回路の高圧通路を流れる潤滑油の一部を蓄圧手段が取り出して加圧された状態で貯溜する。そして、可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ）が作動することによって高圧通路の潤滑油量が不足して潤滑油圧が低下するような時期に、供給手段が作動することによって、蓄圧手段に貯溜されていた潤滑油が高圧通路へ放出され、機関内部の潤滑を必要とする部位やＶＶＴへ供給される潤滑油の供給量を一時的に増加させるので、潤滑油量の不足によって潤滑不良になったり、高圧通路の潤滑油圧の低下によってＶＶＴの応答性が悪化するのを防止することができる。更に、蓄圧手段は機関の吸気通路に作用する吸気負圧を動力源として作動されるために、他に蓄圧手段のための動力源を設ける必要がない。
【０００８】
請求項２に記載された油量制御装置においては、より具体的に、吸気負圧によって作動される蓄圧手段が、ダイヤフラムアクチュエータと、蓄圧ピストンと、蓄圧室とを備えており、ダイヤフラムアクチュエータが機関の吸気負圧を動力に変換して蓄圧ピストンを駆動し、それによって蓄圧室の容積を拡縮して潤滑油回路の高圧通路から潤滑油を蓄圧室へ吸入して貯溜したり、必要な時期に蓄圧室から高圧通路へ加圧された潤滑油を放出したりする。請求項３に記載された油量制御装置においては、更に、蓄圧手段が圧縮スプリングのような弾性手段を備えており、吸気負圧との釣り合いによって蓄圧ピストンを駆動する。
【０００９】
機関の吸気負圧は一般に低負荷運転の状態において高く、高負荷運転の状態において低くなるから、機関の運転条件が低負荷から高負荷へ移行する時期を吸気負圧の低下によって検知することが可能である。その時期は同時に吸気弁等のバルブタイミングを進角させるべき時期でもあるから、請求項４に記載された油量制御装置においては、供給手段を吸気負圧が低下した時期に発動させるようにすれば、高圧通路の潤滑油量が不足する時期に自動的に蓄圧手段から高圧通路へ加圧された潤滑油を放出して、高圧通路の潤滑油を増量することができる。
【００１０】
請求項５に記載された油量制御装置においては、供給手段は電子式制御装置のような制御手段によって発動される。従って、蓄圧手段に貯溜されている潤滑油を任意の時期に自動的に高圧通路へ放出したり、任意の時期に自動的に高圧通路から蓄圧手段へ潤滑油を吸入して貯溜することが可能になる。更に、請求項６に記載された油量制御装置においては、制御手段は機関の運転条件に応じて蓄圧手段から潤滑油を高圧通路へ放出することができるから、機関にとって最適の時期に蓄圧手段を作動させることができる。
【００１１】
請求項７ないし９に記載された油量制御装置においては、機関の吸気負圧を蓄圧手段へ導入する負圧導入通路に、負圧切換弁、逆止弁、及び負圧蓄圧手段のうちの少なくとも１つを備えているので、負圧切換弁を例えば電子式制御装置によって制御することによって、任意の時期に蓄圧手段へ吸気負圧を導入して作動させたり、逆止弁によって負圧導入通路内の流れを一方向に限定して蓄圧手段に負圧のみを導入したり、バキュームタンクのような負圧蓄圧手段によって常時負圧を蓄積して、いつでも蓄圧手段へ導入することを可能にする。
【００１２】
請求項１０ないし１２に記載された油量制御装置においては、潤滑油回路の高圧通路のうちで、メインホールからＶＶＴに向かって分岐する部位と、その下流側において高圧通路から蓄圧手段に向かって分岐する部位との間に、逆止弁或いは絞りのような流れの制御手段を設けるので、流れの制御手段が設けられた高圧通路における潤滑油の逆流を防止して、ＶＶＴへ確実に潤滑油を供給することができる結果、蓄圧手段によって貯溜された潤滑油の放出により、ＶＶＴの応答性が低下するのを確実に防止することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
この発明の第１の実施形態を示す図１において、その一部をなす従来公知の可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ）１００の構造と作用について説明する。１０は内燃機関のシリンダヘッドであって、その内部にカムシャフト１２が回転自在に軸支されている。カムシャフト１２の左端部にはタイミングプーリ１４が、そのスリーブ部１４ａにおいてカムシャフト１２上に回転可能に嵌装されている。タイミングプーリ１４のプーリ部１４ｂはタイミングベルト１６によって図示しないクランク軸上のタイミングプーリに連結されており、それによってクランク軸の回転運動がタイミングプーリ１４に伝達される。
【００１４】
動力伝達カップ１８は外周のフランジ部１８ａがねじ２０によってタイミングプーリ１４のディスク部１４ｃに締結されている。タイミングピストン２２が動力伝達カップ１８のシリンダ部１８ｃ内に軸線方向に摺動自在に挿入される。タイミングプーリ１４のディスク部１４ｃに面したタイミングピストン２２の一側には第１油圧室２６が形成され、動力伝達カップ１８に面したタイミングピストン２２の他側には第２油圧室２８が形成される。動力伝達カップ１８の内部において、概ね円板状の厚い連結プレート３０がピン３２によってカムシャフト１２に対して回り止めを施されると共に、中空ボルト３４によってカムシャフト１２の左端部に締結されている。カバープレート３６は動力伝達カップ１８の開口部に嵌着されている。
【００１５】
タイミングピストン２２は、その外周及び内周に少なくとも一方がカムシャフト１２の軸線に対して傾斜したヘリカルスプライン２２ａ，２２ｂを形成しており、外周側のヘリカルスプライン２２ａは動力伝達カップ１８の内周に形成したヘリカルスプライン１８ｂと噛合し、内周側のヘリカルスプライン２２ｂは連結プレート３０の外周に形成されたヘリカルスプライン３０ａと噛合している。このように、タイミングピストン２２の外周のヘリカルスプライン２２ａがタイミングプーリ１４と一体の動力伝達カップ１８のヘリカルスプライン１８ｂと噛み合うと共に、タイミングピストン２２の内周のヘリカルスプライン２２ｂがカムシャフト１２と一体の連結プレート３０のヘリカルスプライン３０ａと噛み合う構成により、タイミングピストン２２が軸線方向に沿って移動すると、各ヘリカルスプラインの歯が軸線方向に対して傾斜していることから、カムシャフト１２とタイミングプーリ１４との間に相対回転が生じ、例えば吸気弁のバルブタイミングが図２の線図に示すように進角方向又は遅角方向に変化する。
【００１６】
バルブタイミング制御弁（或いはオイルコントロールバルブ、略してＯＣＶ）３８は、バルブタイミングを所期の値に制御する目的において、第１油圧室２６又は第２油圧室２８へ導入される油圧を切り換えるために設けられる。即ち、ＯＣＶ３８は５ポート２位置弁として構成され、スプール状の弁体３８ａが図１に示す第１位置にあるときは、第１油圧室２６に接続された第１切替ポート３８ｂは油圧源側に接続された高圧ポート３８ｃに接続され、第２油圧室２８に接続された第２切替ポート３８ｄは、オイルパン５２に接続された低圧ポート３８ｅに接続される。そのため、高圧ポート３８ｃを通る加圧された作動油（潤滑油）は、第１切替ポート３８ｂより配管４０を矢印ｆ₁の方向に通過し、シリンダヘッド１０内の通路４２、カムシャフト１２内の通路４３を介して第１油圧室２６へ導入される。それと同時に、第２油圧室２８内の作動油（潤滑油）は中空ボルト３４内の通路４４、カムシャフト１２内の通路４５、シリンダヘッド１０内の通路４６を介して、配管４８内を矢印ｆ₂のように流れ、第２切替ポート３８ｄより低圧ポート３８ｅへ戻される。従って、第１油圧室２６は高圧、第２油圧室２８は低圧となり、タイミングピストン２２は左方へ移動する。このときバルブタイミングは例えば進角側の値となる。
【００１７】
これに対してＯＣＶ３８が第２位置に切り換えられると、弁体３８ａは図示しないソレノイドによって左方向へ移動して、第２油圧室２８に接続された第２切替ポート３８ｄが高圧ポート３８ｃに接続され、第１油圧室２６に接続された第１切替ポート３８ｂがオイルパン５２に接続された低圧ポート３８ｆに接続される。そのため、高圧ポート３８ｃを通る作動油（潤滑油）は第２切替ポート３８ｄより配管４８を矢印ｆ₃の方向に通過し、シリンダヘッド１０内の通路４６、カムシャフト１２内の通路４５、中空ボルト３４内の通路４４を介して第２油圧室２８に導入される。それと同時に第１油圧室２６内の作動油（潤滑油）はカムシャフト１２内の通路４３及びシリンダヘッド１０内の通路４２を介して、配管４０内を矢印ｆ₄のように流れ、第１切替ポート３８ｂより低圧ポート３８ｆへ戻される。従って、第１油圧室２６は低圧、第２油圧室２８は高圧となり、タイミングピストン２２は右方へ移動する。このときバルブタイミングは例えば遅角側の値となる。
【００１８】
ＯＣＶ３８の弁体３８ａの移動に応じてタイミングピストン２２が移動することにより、目標とするバルブタイミングが得られたときは、弁体３８ａは中立位置で停止される。この中立位置では第１切替ポート３８ｂ及び第２切替ポート３８ｄは弁体３８ａによって完全に閉塞され、高圧ポート３８ｃにも低圧ポート３８ｅ，３８ｆにも連通しない。従って、タイミングピストン２２はその位置に固定され、バルブタイミングはその値に保持される。なお、バルブタイミングを進角又は遅角させるときに、ＯＣＶ３８をデューティ比制御することにより、弁体３８ａを細かく往復動させて、弁体３８ａが各ポートを短時間で繰り返し開閉するようにすると、各油圧室２６，２８の圧力の変化が滑らかになる。
【００１９】
次に、可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ）１００への作動油圧の供給について説明する。潤滑油ポンプ５０は内燃機関のクランク軸によって駆動され、オイルパン５２からの潤滑油をストレーナ５３を介して汲み上げて潤滑油通路５４へ圧送する。潤滑油ポンプ５０の出口付近において潤滑油通路５４に調量用のリリーフ弁５６が設けられる。５７はオイルフィルタである。潤滑油通路５４は内燃機関の潤滑が必要となる各部位、即ち、各気筒の主軸受６１への給油通路６２と動弁系への給油通路６４へ分岐しているメインホール６３に接続される。ＶＶＴ１００へ供給される作動油として潤滑油の一部を取り出すための高圧通路６６は、内燃機関の潤滑が必要な部位への通路６２，６４へ分岐する前のメインホール６３の上流側部分から分岐して、ＯＣＶ３８の高圧ポート３８ｃに接続される。また、ＯＣＶ３８の低圧ポート３８ｅ及び３８ｆからの低圧通路６８はオイルパン５２に接続している。
【００２０】
図１に示した可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ）１００の部分は公知のものであり、それに接続されている潤滑油回路も、以上説明した部分、即ち、図３として示した潤滑油回路は従来から知られていたものであるが、仮に図３のような潤滑油回路によってＶＶＴ１００を作動させるとすれば、先に説明したのと同様な色々な問題を生じることは明らかである。本発明の特徴はこれらの問題に対処するために潤滑油回路に特別な油量制御装置を備えている点にある。第１実施形態においてこの油量制御装置は、ＶＶＴ１００へ作動油として加圧された潤滑油を供給するための高圧通路６６に対して分岐高圧通路７０によって接続されたアキュムレータ７２と、それに関連する幾つかの部分から構成されている。
【００２１】
具体的に説明すると、アキュムレータ７２は、図１の右下部分に示すように、左側に設けられた蓄圧シリンダ７４と、それと一体的に右側に設けられたダイヤフラムアクチュエータ７６とからなっている。蓄圧シリンダ７４はその内部に左右の方向に気密を保って摺動することができる蓄圧ピストン７８を備えており、蓄圧シリンダ７４の内部の空間は、蓄圧ピストン７８によって左側の蓄圧室８０と右側の圧縮スプリング８２を収容している空間とに分割される。蓄圧室８０は分岐高圧通路７０によって常に高圧通路６６に連通している。
【００２２】
２つの皿形部分が結合されて殻状となったダイヤフラムアクチュエータ７６の内部の空間は、大径のダイヤフラム８４によって左右の部分に区画されており、図１において左側の部分は大気圧室８６として通気孔８８によって常に大気と連通している。また、右側の部分は負圧室９０として負圧導入管９２を介して図示しない機関の吸気通路に連通しており、それによって機関の運転中は吸気負圧が負圧室９０に導かれて、負圧室９０内が機関の運転条件に応じた強さ、即ち、低負荷運転状態では負圧室９０内の負圧が高く、高負荷運転状態では負圧が低くなっている。ダイヤフラム８４と蓄圧ピストン７８の各中心部はロッド９４によって機械的に連結されている。
【００２３】
このように、図１に示された第１実施形態の潤滑油回路は、図３に示す従来の潤滑油回路と異なって、アキュムレータ７２を主体とする油量制御装置を備えている。従って、機関が運転されているときは、アキュムレータ７２の負圧室９０が図示しない機関の吸気通路から導入される吸気負圧によって大気圧よりも低圧となるから、大気圧室８６との差圧によってダイヤフラム８４の中心部は右方向へ変形し、ロッド９４によって連結されている蓄圧ピストン７８もスプリング８２を圧縮して右方向へ移動する。その結果、蓄圧室８０の容積が拡大するので、高圧通路６６にある加圧された潤滑油の一部が高圧通路６６から蓄圧室８０へ流入して貯溜される。蓄圧室８０における潤滑油の貯溜作用は、主として機関の吸気負圧が比較的高くなる低負荷の運転状態において行われるのと、貯溜が緩やかに行われるために、低負荷の運転状態では主軸受６１等へ多量の潤滑油を供給する必要がないこともあって、機関の運転に何ら支障を生じる恐れがない。
【００２４】
機関の負荷が低負荷から高負荷へ変化したとき、センサ等からの信号を処理することにより負荷の大きさを常時検出している図示しない電子式制御装置（ＥＣＵ）によってバルブタイミング制御弁（ＯＣＶ）３８が切り換えられる。このとき、前述の説明のように、ＯＣＶ３８の弁体３８ａの移動によって、例えば、高圧ポート３８ｃが第１切替ポート３８ｂに連通し、ＶＶＴ１００の第１油圧室２６へ加圧された潤滑油が供給されて、タイミングピストン２２が左方向に向って図１に示した第１位置まで移動し、噛み合っている複数個のヘリカルスプラインの作用により、カムシャフト１２によって駆動されている図示しない機関の吸気弁のバルブタイミングを図２に示すように進角させることができる。
【００２５】
しかしながら、機関の高負荷の運転状態においては各気筒の主軸受６１や動弁系等へ多量の潤滑油を送る必要があるが、このようにＶＶＴ１００の作動油として潤滑油の一部が供給されると、図３に示すような従来の潤滑油回路によれば、図４に示すようにＶＶＴ１００へ供給された量だけ主軸受６１等の潤滑が必要な部分への給油量が減少することになるので、最低給油量を大きく設定することができなくなる。従来技術においては、この問題に対処するために潤滑油ポンプ５０を大型化して潤滑油の吐出容量を大きくする必要があった。
【００２６】
これに対して、本発明の第１実施形態においては、アキュムレータ７２を主体とする油量制御装置が設けられているので、この問題が容易に解消する。即ち、機関が高負荷の運転状態になると同時に負圧室９０に作用している吸気負圧が減少するので、蓄圧ピストン７８は圧縮スプリング８２に押されて図１において左方へ移動する結果、蓄圧室８０に貯溜されていた潤滑油を、分岐高圧通路７０を通じて高圧通路６６へ押し出してＯＣＶ３８へ供給する。この時にＥＣＵがＶＶＴ１００によってバルブタイミングを進角させるためにＯＣＶ３８を作動させて高圧ポート３８ｃが第１切替ポート３８ｂに連通しても、アキュムレータ７２の蓄圧室８０に貯溜されていた潤滑油が、潤滑油ポンプ５０から吐出される高圧通路６６の潤滑油に加わって供給されるため、比較的小型の潤滑油ポンプ５０を使用してもＶＶＴ１００への給油量が不足するようなことがなくなり、ＥＣＵの制御に対するＶＶＴ１００の作動の応答性が高く維持されるだけでなく、高負荷の運転状態において主軸受６１等の潤滑が必要な部分への給油量が減少することも未然に防止されるのである（図５参照）。
【００２７】
図６は、図３に示すような従来の潤滑油回路を備えている機関において、運転条件が変化することによって、可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ）１００の応答時間とメインホール６３の潤滑油圧がどのように変化するかを調べた結果を示すものである。機関が６００ないし８００ｒｐｍというような低回転、低負荷の運転状態にあるときは、特に油温が比較的高い場合に、メインホール６３の潤滑油圧が低くなり、潤滑油圧に依存しているＶＶＴ１００の応答時間が異常に長くなる（応答性が悪くなる）ことが判る。このような応答性の悪化も、本発明を実施することによりメインホール６３の潤滑油圧の低下を防止して、回避することが可能になる。
【００２８】
なお、ＶＶＴ１００の作動によって吸気弁等のバルブタイミングの進角量が目標値に達すると、図示しないＥＣＵの指令によってＯＣＶ３８が切り換わり、ＶＶＴ１００への潤滑油の供給が停止する。また、その後に吸気負圧が高くなると再び蓄圧室８０へ高圧通路６６から潤滑油を吸入して貯溜することになるが、アキュムレータ７２の潤滑油の貯溜作用が比較的長い時間をかけて緩やかに生じるように、絞りの作用をする分岐高圧通路７０の管径とか、ダイヤフラム８４と蓄圧シリンダ７４の直径の比、圧縮スプリング８２の強さ等を適当に設定することにより、図５に示すように最低給油量を大きくとることが可能になるのと、低負荷運転の状態では潤滑が必要な部分への給油量が比較的少なくてよいこともあって、潤滑の面でも何ら問題を生じる恐れがない。
【００２９】
この場合、アキュムレータ７２の蓄圧ピストン７８の左側には蓄圧室８０の潤滑油の油圧が作用していると共に、ダイヤフラム８４の右側には負圧室９０の吸気負圧が作用しているので、潤滑油圧が変動すると蓄圧ピストン７８とダイヤフラム８４が動かされる可能性があるが、ダイヤフラム８４の直径を蓄圧ピストン７８のそれよりも十分に大きく設定することにより、潤滑油圧の変動に左右されることなく、吸気負圧により蓄圧ピストン７８を制御することが可能になる。
【００３０】
次に、図７は本発明の第２実施形態を示すもので、この場合も内燃機関１０２の吸気通路１０４においてスロットル弁１０６の下流側から吸気負圧を取り出して、アキュムレータ７２の負圧室９０へ供給している点は図１に示した第１実施形態と同じであるが、第１実施形態と異なる点は、負圧導入管９２の途中に三方電磁弁のような負圧切換弁（ＶＳＶ）１０８と、バキュームタンク１１０と、更に逆止弁１１２を設けると共に、ＶＳＶ１０８の通路切り換え作動を、ＯＣＶ３８等を制御する電子式制御装置（ＥＣＵ）１１４によって制御することにより、バキュームタンク１１０からの吸気負圧と、大気圧導入管１１６からの大気圧とを選択的に負圧室９０へ導入するようにした点にある。
【００３１】
第２実施形態によれば、機関１０２の吸気通路１０４の吸気負圧がバキュームタンク１１０内に貯溜されて、機関１０２の運転中は運転条件と無関係にバキュームタンク１１０内が常に負圧になっており、ＥＣＵ１１４がＶＶＴ１００の作動に合わせてＶＳＶ１０８を任意の時期に制御することにより、負圧室９０の圧力を、バキュームタンク１１０内に常時貯溜されている吸気負圧から、大気圧までの範囲内で自由に変化させる。それによって、蓄圧室８０に出入りする潤滑油量を自由に制御して、蓄圧室８０に貯溜されている潤滑油をどの時期にどれだけＶＶＴ１００へ供給するかということを精密に制御することができる。
【００３２】
また、図８に示す第３実施形態の特徴は、吸気負圧を取り出す機関１０２の吸気通路１０４の負圧の大きさを検出する負圧センサ１２０を設けると共に、その信号をＥＣＵ１１４へ入力している点にあり、ＥＣＵ１１４において負圧の状態とＶＶＴ１００の作動状態を合わせて判断することにより、アキュムレータ７２の作動を最適制御することができる。
【００３３】
更に、図９に示す第４実施形態の特徴は、アキュムレータ７２の負圧導入管９２に、前述のような負圧切換弁（ＶＳＶ）１０８と逆止弁１１２とを組み合わせて挿入した点にある。それによって、ＶＶＴ１００の非作動時にアキュムレータ７２の負圧室９０内に確実に負圧を保持することができるだけでなく、第２実施形態の場合と同様に、負圧切換弁（ＶＳＶ）１０８によってアキュムレータ７２の負圧室９０の圧力を吸気負圧から大気圧までの範囲で自由に変化させて、蓄圧室８０への潤滑油の出入りを自由に制御することができる。
【００３４】
更にまた、図１０（ａ）に示す第５実施形態は、第１実施形態と比較すると、潤滑油回路のメインホール６３からＶＶＴ１００に向かって分岐した後で、分岐高圧通路７０が分岐する前の高圧通路６６の上流側部分に、逆止弁１３０のような流れの制御手段を挿入した点に特徴がある。それによって高圧通路６６における潤滑油の逆流を防止して、ＶＶＴ１００へ確実に必要な量の潤滑油を供給することができる。流れの制御手段としては、逆止弁１３０を図１０（ｂ）に示したような絞り１３２によって置き換えることも可能であって、絞り１３２によっても逆止弁１３０と概ね同様な効果を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態を示す断面図である。
【図２】バルブタイミングの変化を説明するための線図である。
【図３】従来の潤滑油回路を例示する断面図である。
【図４】従来のシステムの問題点を示す線図である。
【図５】本発明の効果を示す線図である。
【図６】機関の運転条件と可変バルブタイミング機構の応答性との関係を調べた結果を示す線図である。
【図７】第２実施形態を示す断面図である。
【図８】第３実施形態を示す断面図である。
【図９】第４実施形態を示す断面図である。
【図１０】（ａ）は第５実施形態を示す断面図で、（ｂ）はその一部の変形例を示す部分的拡大図である。
【符号の説明】
１２…カムシャフト
１４…タイミングプーリ
１８ｂ，２２ａ，２２ｂ，３０ａ…ヘリカルスプライン
２２…タイミングピストン
２６…第１油圧室
２８…第２油圧室
３８…バルブタイミング制御弁（ＯＣＶ）
３８ａ…弁体
５０…潤滑油ポンプ
５２…オイルパン
６６…高圧通路
６８…低圧通路
７０…分岐高圧通路
７２…アキュムレータ
７４…蓄圧シリンダ
７６…ダイヤフラムアクチュエータ
７８…蓄圧ピストン
８０…蓄圧室
８２…圧縮スプリング
９０…負圧室
９２…負圧導入管
１００…可変バルブタイミング機構（ＶＶＴ）
１０４…吸気通路
１０８…負圧切換弁（ＶＳＶ）
１１０…バキュームタンク
１１２…逆止弁
１２０…負圧センサ
１３０…逆止弁
１３２…絞り[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an internal combustion engine including a variable valve timing mechanism (VVT) operated by lubricating oil, and more particularly to an oil amount control device in the lubricating oil circuit.
[0002]
[Prior art]
For example, in an internal combustion engine having a variable valve timing mechanism (VVT) operated by lubricating oil, such as a valve timing control device for an internal combustion engine disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-91280, lubrication of the engine. Part of the oil is diverted and used as VVT hydraulic oil. That is, most of the lubricating oil pressurized by the engine lubricating oil pump is supplied to the parts requiring lubrication through the lubricating oil passage, such as the main bearing part of the engine and the valve train, etc. The flow is diverted from the lubricating oil passage to the passage to the VVT branched. Then, the diverted lubricating oil is selectively supplied to one of the plurality of ports of the VVT by switching the flow path by the valve timing control valve, and the timing piston of the VVT is moved by the lubricating oil pressure, The valve timing is advanced or retarded by changing the relative phase with the camshaft.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, in an internal combustion engine having a VVT operated by lubricating oil, when the valve timing is changed by operating the VVT by supplying a part of the lubricating oil, the main bearing portion of the engine, the valve train, etc. The amount of lubricating oil supplied to is reduced compared to when the VVT is not operating. However, for example, when the engine shifts from a low-load operation state to a high-load operation state, it is necessary to supply lubricating oil to the VVT in order to advance the valve timing of the intake valve, Since it is also necessary to increase the amount of lubricating oil supplied to the valve system or the like, there is a problem that both requirements overlap at the same time, resulting in a shortage of lubricating oil.
[0004]
In VVT operated by lubricating oil, the response speed of VVT to control is determined by the height of the lubricating oil pressure. For example, under operating conditions where the engine is operated at a low speed when the temperature of the lubricating oil is high. There is a problem that the response of VVT deteriorates because the lubricating oil pressure becomes low. Conventionally, these problems are generally dealt with by increasing the discharge capacity of the lubricating oil pump. However, when the VVT is not operating, the large lubricating oil pump increases friction loss and reduces fuel consumption. In addition, problems such as an increase in cost, an increase in weight, and difficulty in securing an accommodation space also occur.
[0005]
The present invention addresses the above-described problems in the prior art, and does not cause a shortage of lubricating oil supply even with a small-sized lubricating oil pump, and further improves the VVT responsiveness. It aims at providing the oil quantity control apparatus attached to the lubricating oil circuit of an engine.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
The present invention provides, as means for solving the above-mentioned problems, an oil amount control device in a lubricating oil circuit of an internal combustion engine described in each claim.
[0007]
According to the oil amount control device of the first aspect, when the internal combustion engine is operated, the pressure accumulating means takes out a part of the lubricating oil that is pressurized by the lubricating oil pump and flows through the high pressure passage of the lubricating oil circuit. Store in a pressurized state. When the variable valve timing mechanism (VVT) is activated, the supply means is activated at a time when the amount of lubricating oil in the high-pressure passage is insufficient and the lubricating oil pressure is lowered, so that the lubrication stored in the pressure accumulating means is achieved. Oil is discharged into the high-pressure passage and the amount of lubrication oil supplied to the VVT and the parts that require lubrication inside the engine is temporarily increased. It is possible to prevent the VVT response from deteriorating due to a decrease in the lubricating oil pressure. Furthermore, since the pressure accumulating means is operated using the intake negative pressure acting on the intake passage of the engine as a power source, it is not necessary to provide another power source for the pressure accumulating means.
[0008]
More specifically, in the oil amount control device according to claim 2, the pressure accumulating means operated by the intake negative pressure includes a diaphragm actuator, a pressure accumulating piston, and a pressure accumulating chamber, and the diaphragm actuator is an engine. The intake negative pressure is converted into power and the accumulator piston is driven, whereby the volume of the accumulator chamber is expanded and reduced, and the lubricant is sucked into the accumulator chamber from the high-pressure passage of the lubricating oil circuit and stored at a necessary time. The pressurized lubricating oil is discharged from the pressure accumulation chamber to the high pressure passage. In the oil amount control apparatus according to the third aspect, the pressure accumulating means further includes an elastic means such as a compression spring, and drives the pressure accumulating piston by balance with the intake negative pressure.
[0009]
Since the intake negative pressure of an engine is generally high in a low load operation state and low in a high load operation state, it is possible to detect when the engine operating condition shifts from a low load to a high load by a decrease in the intake negative pressure. Is possible. Since the timing is also the timing at which the valve timing of the intake valve or the like should be advanced at the same time, in the oil amount control device according to claim 4, the supply means is activated when the intake negative pressure is reduced. For example, when the amount of lubricating oil in the high-pressure passage is insufficient, the pressurized lubricating oil is automatically released from the pressure accumulating means to the high-pressure passage, so that the amount of lubricating oil in the high-pressure passage can be increased.
[0010]
In the oil amount control apparatus according to the fifth aspect, the supply means is activated by a control means such as an electronic control device. Therefore, it is possible to automatically release the lubricating oil stored in the pressure accumulating means to the high pressure passage at any time, or to automatically suck and store the lubricating oil from the high pressure passage to the pressure accumulating means at any time. become. Furthermore, in the oil amount control device according to claim 6, since the control means can release the lubricating oil from the pressure accumulating means to the high pressure passage according to the operating condition of the engine, the pressure accumulating means at an optimum time for the engine. Can be activated.
[0011]
In the oil amount control device according to any one of claims 7 to 9, the negative pressure introduction passage for introducing the intake negative pressure of the engine to the pressure accumulating means includes a negative pressure switching valve, a check valve, and a negative pressure accumulating means. Since at least one is provided, the negative pressure switching valve is controlled by, for example, an electronic control device to operate by introducing intake negative pressure to the pressure accumulating means at any time, or negative pressure is introduced by a check valve It is possible to limit the flow in the passage in one direction and introduce only negative pressure into the pressure accumulating means, or always accumulate negative pressure by negative pressure accumulating means such as a vacuum tank and introduce it to the pressure accumulating means at any time To do.
[0012]
In the oil amount control device according to claims 10 to 12, in the high pressure passage of the lubricating oil circuit, From the main hall At the site that branches off toward VVT and on the downstream side From the high-pressure passage Since a flow control means such as a check valve or a throttle is provided between the portion branching toward the pressure accumulating means, the reverse flow of the lubricating oil in the high-pressure passage provided with the flow control means is prevented, and VVT As a result of reliably supplying the lubricating oil, it is possible to reliably prevent the responsiveness of the VVT from being lowered due to the release of the lubricating oil stored by the pressure accumulating means.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
In FIG. 1 showing the first embodiment of the present invention, the structure and operation of a conventionally known variable valve timing mechanism (VVT) 100 constituting a part thereof will be described. Reference numeral 10 denotes a cylinder head of an internal combustion engine, and a camshaft 12 is rotatably supported therein. A timing pulley 14 is rotatably fitted on the camshaft 12 at the sleeve portion 14a at the left end portion of the camshaft 12. The pulley portion 14 b of the timing pulley 14 is connected to a timing pulley on a crankshaft (not shown) by a timing belt 16, whereby the rotational movement of the crankshaft is transmitted to the timing pulley 14.
[0014]
The power transmission cup 18 has an outer peripheral flange portion 18 a fastened to the disk portion 14 c of the timing pulley 14 by a screw 20. The timing piston 22 is inserted into the cylinder portion 18c of the power transmission cup 18 so as to be slidable in the axial direction. A first hydraulic chamber 26 is formed on one side of the timing piston 22 facing the disk portion 14 c of the timing pulley 14, and a second hydraulic chamber 28 is formed on the other side of the timing piston 22 facing the power transmission cup 18. The Inside the power transmission cup 18, a substantially disc-shaped thick connecting plate 30 is prevented from rotating with respect to the camshaft 12 by a pin 32 and is fastened to the left end portion of the camshaft 12 by a hollow bolt 34. . The cover plate 36 is fitted into the opening of the power transmission cup 18.
[0015]
The timing piston 22 has helical splines 22 a and 22 b at least one inclined with respect to the axis of the camshaft 12 on the outer periphery and inner periphery thereof, and the helical spline 22 a on the outer periphery side is formed on the inner periphery of the power transmission cup 18. The helical spline 18 b formed on the inner peripheral side meshes with the helical spline 30 a formed on the outer periphery of the connecting plate 30. Thus, the helical spline 22a on the outer periphery of the timing piston 22 meshes with the helical spline 18b of the power transmission cup 18 integral with the timing pulley 14, and the helical spline 22b on the inner periphery of the timing piston 22 is integrally coupled with the camshaft 12. When the timing piston 22 moves in the axial direction due to the configuration of meshing with the helical spline 30a of the plate 30, the teeth of each helical spline are inclined with respect to the axial direction. Relative rotation occurs between them, and for example, the valve timing of the intake valve changes in the advance direction or the retard direction as shown in the diagram of FIG.
[0016]
The valve timing control valve (or oil control valve, or OCV for short) 38 is used to switch the hydraulic pressure introduced into the first hydraulic chamber 26 or the second hydraulic chamber 28 for the purpose of controlling the valve timing to a desired value. Provided. That is, the OCV 38 is configured as a 5-port 2-position valve. When the spool-like valve body 38a is in the first position shown in FIG. 1, the first switching port 38b connected to the first hydraulic chamber 26 is connected to the hydraulic power source side. The second switching port 38 d connected to the high pressure port 38 c connected to the second hydraulic chamber 28 is connected to the low pressure port 38 e connected to the oil pan 52. Therefore, pressurized hydraulic oil (lubricating oil) passing through the high-pressure port 38c passes through the pipe 40 from the first switching port 38b to the arrow f. ₁ And is introduced into the first hydraulic chamber 26 through a passage 42 in the cylinder head 10 and a passage 43 in the camshaft 12. At the same time, hydraulic oil (lubricating oil) in the second hydraulic chamber 28 passes through the passage 48 in the hollow bolt 34, the passage 45 in the camshaft 12, and the passage 46 in the cylinder head 10 through the arrow f. ₂ The flow returns to the low pressure port 38e from the second switching port 38d. Accordingly, the first hydraulic chamber 26 becomes high pressure, the second hydraulic chamber 28 becomes low pressure, and the timing piston 22 moves to the left. At this time, the valve timing is, for example, a value on the advance side.
[0017]
On the other hand, when the OCV 38 is switched to the second position, the valve body 38a is moved to the left by a solenoid (not shown), and the second switching port 38d connected to the second hydraulic chamber 28 is connected to the high pressure port 38c. The first switching port 38 b connected to the first hydraulic chamber 26 is connected to the low pressure port 38 f connected to the oil pan 52. Therefore, the hydraulic oil (lubricating oil) passing through the high pressure port 38c is connected to the pipe 48 from the second switching port 38d by the arrow f. _Three Is introduced into the second hydraulic chamber 28 via a passage 46 in the cylinder head 10, a passage 45 in the camshaft 12, and a passage 44 in the hollow bolt 34. At the same time, hydraulic oil (lubricating oil) in the first hydraulic chamber 26 passes through the passage 43 in the camshaft 12 and the passage 42 in the cylinder head 10 through the pipe 40 through the arrow f. _Four And flows back from the first switching port 38b to the low pressure port 38f. Accordingly, the first hydraulic chamber 26 has a low pressure, the second hydraulic chamber 28 has a high pressure, and the timing piston 22 moves to the right. At this time, the valve timing is, for example, a value on the retard side.
[0018]
When the target valve timing is obtained by the movement of the timing piston 22 in accordance with the movement of the valve body 38a of the OCV 38, the valve body 38a is stopped at the neutral position. In this neutral position, the first switching port 38b and the second switching port 38d are completely closed by the valve body 38a and do not communicate with the high pressure port 38c or the low pressure ports 38e, 38f. Therefore, the timing piston 22 is fixed at that position, and the valve timing is held at that value. When the valve timing is advanced or retarded, the OCV 38 is duty cycle controlled to finely reciprocate the valve body 38a so that the valve body 38a repeatedly opens and closes each port in a short time. The change in pressure in each of the hydraulic chambers 26 and 28 becomes smooth.
[0019]
Next, supply of hydraulic pressure to the variable valve timing mechanism (VVT) 100 will be described. The lubricating oil pump 50 is driven by the crankshaft of the internal combustion engine, pumps up the lubricating oil from the oil pan 52 through the strainer 53 and pumps it to the lubricating oil passage 54. A metering relief valve 56 is provided in the lubricating oil passage 54 in the vicinity of the outlet of the lubricating oil pump 50. 57 is an oil filter. The lubricating oil passage 54 is connected to each part where the internal combustion engine needs to be lubricated, that is, to the main hole 63 branched into the oil supply passage 62 to the main bearing 61 and the oil supply passage 64 to the valve operating system of each cylinder. . The high-pressure passage 66 for taking out a part of the lubricating oil as the hydraulic oil supplied to the VVT 100 branches from the upstream side portion of the main hole 63 before branching to the passages 62 and 64 to the portion where the internal combustion engine needs to be lubricated. Then, it is connected to the high-pressure port 38c of the OCV 38. The low pressure passage 68 from the low pressure ports 38 e and 38 f of the OCV 38 is connected to the oil pan 52.
[0020]
The portion of the variable valve timing mechanism (VVT) 100 shown in FIG. 1 is well known, and the lubricating oil circuit connected thereto is also the portion described above, that is, the lubricating oil circuit shown in FIG. As is known, if the VVT 100 is operated by a lubricating oil circuit as shown in FIG. 3, it is obvious that various problems similar to those described above are caused. A feature of the present invention is that a special oil amount control device is provided in the lubricating oil circuit in order to cope with these problems. In the first embodiment, the oil amount control device includes an accumulator 72 connected by a branch high-pressure passage 70 to a high-pressure passage 66 for supplying lubricating oil pressurized as working oil to the VVT 100, and several related components. It consists of these parts.
[0021]
More specifically, as shown in the lower right part of FIG. 1, the accumulator 72 includes a pressure accumulating cylinder 74 provided on the left side and a diaphragm actuator 76 provided integrally on the right side thereof. The pressure accumulating cylinder 74 includes a pressure accumulating piston 78 that can slide in an airtight manner in the left and right directions. The space inside the pressure accumulating cylinder 74 is separated from the pressure accumulating chamber 80 on the left side by the pressure accumulating piston 78. The space is divided into a space accommodating the compression spring 82. The pressure accumulating chamber 80 is always in communication with the high pressure passage 66 through the branch high pressure passage 70.
[0022]
The space inside the diaphragm actuator 76 that is formed by joining two dish-shaped parts into a shell is partitioned into left and right parts by a large-diameter diaphragm 84, and the left part in FIG. The vent 88 is always in communication with the atmosphere. The right portion communicates with the intake passage of the engine (not shown) via a negative pressure introduction pipe 92 as a negative pressure chamber 90, whereby intake negative pressure is guided to the negative pressure chamber 90 during operation of the engine. The negative pressure chamber 90 has a strength corresponding to the operating conditions of the engine, that is, the negative pressure in the negative pressure chamber 90 is high in the low load operation state, and the negative pressure is low in the high load operation state. The central portions of the diaphragm 84 and the pressure accumulating piston 78 are mechanically connected by a rod 94.
[0023]
Thus, unlike the conventional lubricating oil circuit shown in FIG. 3, the lubricating oil circuit of the first embodiment shown in FIG. 1 includes an oil amount control device mainly composed of an accumulator 72. Therefore, when the engine is in operation, the negative pressure chamber 90 of the accumulator 72 becomes lower than the atmospheric pressure due to the intake negative pressure introduced from the intake passage of the engine (not shown). As a result, the central portion of the diaphragm 84 is deformed rightward, and the pressure accumulating piston 78 connected by the rod 94 also compresses the spring 82 and moves rightward. As a result, since the volume of the pressure accumulating chamber 80 is expanded, a part of the pressurized lubricating oil in the high pressure passage 66 flows into the pressure accumulating chamber 80 from the high pressure passage 66 and is stored. The storage action of the lubricating oil in the pressure accumulating chamber 80 is mainly performed in a low load operation state where the intake negative pressure of the engine is relatively high, and since the storage is performed slowly, the main bearing is operated in a low load operation state. Since there is no need to supply a large amount of lubricating oil to 61 etc., there is no possibility of causing any trouble in the operation of the engine.
[0024]
When the engine load changes from a low load to a high load, a valve timing control valve (OCV) is detected by an electronic control unit (ECU) (not shown) that constantly detects the magnitude of the load by processing a signal from a sensor or the like. 38) is switched. At this time, as described above, due to the movement of the valve body 38a of the OCV 38, for example, the high pressure port 38c communicates with the first switching port 38b, and pressurized lubricating oil is supplied to the first hydraulic chamber 26 of the VVT 100. Then, the timing piston 22 moves leftward to the first position shown in FIG. 1, and is driven by the camshaft 12 by the action of a plurality of meshing helical splines. The valve timing can be advanced as shown in FIG.
[0025]
However, in a high-load operating state of the engine, it is necessary to send a large amount of lubricating oil to the main bearing 61 of each cylinder, the valve operating system, etc. In this way, a part of the lubricating oil is supplied as the working oil of the VVT 100. Then, according to the conventional lubricating oil circuit as shown in FIG. 3, the amount of oil supplied to the portion requiring lubrication such as the main bearing 61 is reduced by the amount supplied to the VVT 100 as shown in FIG. Therefore, it becomes impossible to set the minimum oil supply amount large. In the prior art, in order to cope with this problem, it is necessary to enlarge the lubricating oil pump 50 and increase the discharge capacity of the lubricating oil.
[0026]
On the other hand, in the first embodiment of the present invention, since the oil amount control device mainly including the accumulator 72 is provided, this problem is easily solved. That is, the intake negative pressure acting on the negative pressure chamber 90 is reduced at the same time when the engine is in a high-load operation state. As a result, the accumulator piston 78 is pushed by the compression spring 82 and moves to the left in FIG. The lubricating oil stored in the pressure accumulating chamber 80 is pushed out to the high pressure passage 66 through the branch high pressure passage 70 and supplied to the OCV 38. At this time, even if the ECU operates the OCV 38 to advance the valve timing by the VVT 100 and the high pressure port 38c communicates with the first switching port 38b, the lubricating oil stored in the pressure accumulating chamber 80 of the accumulator 72 is lubricated. Since the oil is supplied in addition to the lubricating oil in the high-pressure passage 66 discharged from the oil pump 50, the amount of oil supplied to the VVT 100 does not become insufficient even when the relatively small lubricating oil pump 50 is used. Not only is the responsiveness of the operation of the VVT 100 with respect to the control maintained, but it is also possible to prevent a decrease in the amount of oil supplied to the parts that require lubrication such as the main bearing 61 in a high-load operation state (see FIG. (See FIG. 5).
[0027]
FIG. 6 shows the response time of the variable valve timing mechanism (VVT) 100 and the lubricating oil pressure of the main hole 63 as the operating conditions change in the engine having the conventional lubricating oil circuit as shown in FIG. It shows the result of investigating how it changes. When the engine is in a low rotation and low load operation state such as 600 to 800 rpm, especially when the oil temperature is relatively high, the lubricating oil pressure in the main hole 63 is low, and the VVT 100 that depends on the lubricating oil pressure is used. It can be seen that the response time becomes abnormally long (responsiveness deteriorates). Such deterioration of responsiveness can be avoided by implementing the present invention by preventing a decrease in the lubricating oil pressure of the main hole 63.
[0028]
When the advance amount of the valve timing of the intake valve or the like reaches the target value due to the operation of the VVT 100, the OCV 38 is switched by a command from an ECU (not shown), and the supply of lubricating oil to the VVT 100 is stopped. Further, when the intake negative pressure increases thereafter, the lubricating oil is again sucked into the accumulating chamber 80 from the high pressure passage 66 and stored, but the accumulator 72 is gradually stored over a relatively long time. As shown in FIG. 5, by appropriately setting the pipe diameter of the branch high-pressure passage 70 acting as a throttle, the ratio of the diameter of the diaphragm 84 and the pressure accumulating cylinder 74, the strength of the compression spring 82, and the like. It is possible to increase the minimum amount of oil, and in low load operation conditions, there may be a relatively small amount of oil supplied to the parts that need lubrication, which may cause problems in terms of lubrication. Absent.
[0029]
In this case, the oil pressure of the lubricating oil in the pressure accumulating chamber 80 acts on the left side of the pressure accumulating piston 78 of the accumulator 72, and the intake negative pressure of the negative pressure chamber 90 acts on the right side of the diaphragm 84. When the hydraulic pressure fluctuates, there is a possibility that the pressure accumulating piston 78 and the diaphragm 84 are moved. However, by setting the diameter of the diaphragm 84 sufficiently larger than that of the pressure accumulating piston 78, it is not affected by the fluctuation of the lubricating oil pressure. The accumulator piston 78 can be controlled by the intake negative pressure.
[0030]
Next, FIG. 7 shows a second embodiment of the present invention. In this case as well, the intake negative pressure is taken out from the downstream side of the throttle valve 106 in the intake passage 104 of the internal combustion engine 102 and the negative pressure chamber 90 of the accumulator 72 is obtained. 1 is the same as that of the first embodiment shown in FIG. 1, but is different from the first embodiment in that a negative pressure switching valve (such as a three-way solenoid valve) is provided in the middle of the negative pressure introduction pipe 92. VSV) 108, a vacuum tank 110, and a check valve 112, and the passage switching operation of the VSV 108 is controlled by an electronic control unit (ECU) 114 that controls the OCV 38 and the like. The negative intake pressure and the atmospheric pressure from the atmospheric pressure introduction pipe 116 are selectively introduced into the negative pressure chamber 90.
[0031]
According to the second embodiment, the negative intake pressure of the intake passage 104 of the engine 102 is stored in the vacuum tank 110, and the internal pressure of the vacuum tank 110 is always negative regardless of the operating conditions during operation of the engine 102. The ECU 114 controls the VSV 108 at an arbitrary time in accordance with the operation of the VVT 100, so that the pressure in the negative pressure chamber 90 is within the range from the intake negative pressure constantly stored in the vacuum tank 110 to the atmospheric pressure. Change freely. As a result, the amount of lubricating oil entering and exiting the pressure accumulating chamber 80 can be freely controlled, and precisely how much lubricating oil stored in the pressure accumulating chamber 80 is supplied to the VVT 100 can be precisely controlled. .
[0032]
Further, the third embodiment shown in FIG. 8 is characterized in that a negative pressure sensor 120 that detects the magnitude of the negative pressure in the intake passage 104 of the engine 102 that extracts the negative intake pressure is provided, and that signal is input to the ECU 114. Therefore, the ECU 114 can optimally control the operation of the accumulator 72 by determining the negative pressure state and the operating state of the VVT 100 together.
[0033]
Further, the fourth embodiment shown in FIG. 9 is characterized in that the negative pressure switching valve (VSV) 108 and the check valve 112 as described above are combined and inserted into the negative pressure introduction pipe 92 of the accumulator 72. . Thereby, not only can the negative pressure be reliably held in the negative pressure chamber 90 of the accumulator 72 when the VVT 100 is not operated, but the accumulator is also controlled by the negative pressure switching valve (VSV) 108 as in the second embodiment. The pressure of the 72 negative pressure chambers 90 can be freely changed in the range from the intake negative pressure to the atmospheric pressure, and the flow of the lubricating oil into and from the pressure accumulation chamber 80 can be freely controlled.
[0034]
Furthermore, in the fifth embodiment shown in FIG. 10A, the branch high pressure passage 70 is branched after branching from the main hole 63 of the lubricating oil circuit toward the VVT 100, as compared with the first embodiment. A feature is that a flow control means such as a check valve 130 is inserted in the upstream portion of the high-pressure passage 66. Accordingly, the backflow of the lubricating oil in the high-pressure passage 66 can be prevented, and the necessary amount of lubricating oil can be reliably supplied to the VVT 100. As a flow control means, the check valve 130 can be replaced by a throttle 132 as shown in FIG. 10B, and the throttle 132 can obtain substantially the same effect as the check valve 130. it can.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram for explaining a change in valve timing.
FIG. 3 is a cross-sectional view illustrating a conventional lubricating oil circuit.
FIG. 4 is a diagram showing problems of a conventional system.
FIG. 5 is a diagram showing the effect of the present invention.
FIG. 6 is a diagram showing the results of examining the relationship between engine operating conditions and responsiveness of a variable valve timing mechanism.
FIG. 7 is a cross-sectional view showing a second embodiment.
FIG. 8 is a cross-sectional view showing a third embodiment.
FIG. 9 is a cross-sectional view showing a fourth embodiment.
10A is a cross-sectional view showing a fifth embodiment, and FIG. 10B is a partially enlarged view showing a modification of a part thereof.
[Explanation of symbols]
12 ... Camshaft
14 ... Timing pulley
18b, 22a, 22b, 30a ... Helical spline
22 Timing piston
26. First hydraulic chamber
28 ... Second hydraulic chamber
38 ... Valve timing control valve (OCV)
38a ... Valve
50. Lubricating oil pump
52 ... Oil pan
66 ... High-pressure passage
68 ... Low pressure passage
70 ... Branch high-pressure passage
72 ... Accumulator
74 ... Accumulation cylinder
76 ... Diaphragm actuator
78 ... Accumulation piston
80 ... Accumulation chamber
82 ... Compression spring
90 ... negative pressure chamber
92 ... Negative pressure introduction pipe
100: Variable valve timing mechanism (VVT)
104 ... Intake passage
108 ... Negative pressure switching valve (VSV)
110 ... Vacuum tank
112 ... Check valve
120 ... Negative pressure sensor
130: Check valve
132 ... Aperture

Claims

潤滑油圧によって制御される可変バルブタイミング機構を備えている内燃機関の潤滑油回路に設けられ、潤滑油ポンプによって加圧されて潤滑油回路の高圧通路を流れる潤滑油の一部を取り出して加圧された状態において貯溜する蓄圧手段と、前記高圧通路の潤滑油量が不足する時期に前記蓄圧手段に貯溜されている潤滑油を前記高圧通路へ供給する供給手段とを備えており、前記蓄圧手段が、前記機関の吸気通路に作用する吸気負圧によって作動するように構成されていることを特徴とする油量制御装置。Provided in the lubricating oil circuit of an internal combustion engine equipped with a variable valve timing mechanism controlled by the lubricating oil pressure, pressurizing by extracting a part of the lubricating oil pressurized by the lubricating oil pump and flowing through the high pressure passage of the lubricating oil circuit Pressure accumulating means for storing in the state of being stored, and supply means for supplying the lubricating oil stored in the pressure accumulating means to the high pressure passage when the amount of lubricating oil in the high pressure passage is insufficient. Is configured to operate by an intake negative pressure acting on an intake passage of the engine.

前記蓄圧手段が、前記機関の吸気通路に作用する吸気負圧によって作動するダイヤフラムアクチュエータと、前記ダイヤフラムアクチュエータのダイヤフラムによって駆動される蓄圧ピストンを内部に備えている蓄圧シリンダと、前記蓄圧シリンダ内に形成される潤滑油の蓄圧室とを少なくとも備えていることを特徴とする請求項１に記載された油量制御装置。The pressure accumulating means is formed in the pressure accumulating cylinder, a diaphragm actuator that is actuated by an intake negative pressure acting on an intake passage of the engine, a pressure accumulating cylinder that is internally driven by a diaphragm of the diaphragm actuator, and the pressure accumulating cylinder. The oil amount control device according to claim 1, further comprising at least a pressure accumulating chamber for lubricating oil.

前記蓄圧手段が、前記蓄圧ピストンを前記蓄圧室の容積が縮小する方向に付勢する弾性手段を備えていることを特徴とする請求項２に記載された油量制御装置。3. The oil amount control device according to claim 2, wherein the pressure accumulating means includes an elastic means that urges the pressure accumulating piston in a direction in which the volume of the pressure accumulating chamber decreases.

前記供給手段が、前記機関の吸気通路に作用する吸気負圧の大きさに応じて発動されて、前記蓄圧手段に貯溜されている潤滑油を前記高圧通路へ供給するように構成されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載された油量制御装置。The supply means is configured to supply the lubricating oil stored in the pressure accumulating means to the high pressure passage, activated according to the magnitude of the intake negative pressure acting on the intake passage of the engine. The oil amount control device according to any one of claims 1 to 3, wherein

前記供給手段が、制御手段によって発動されて前記蓄圧手段に貯溜されている潤滑油を前記高圧通路へ供給するように構成されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載された油量制御装置。4. The supply unit according to claim 1, wherein the supply unit is configured to supply the lubricating oil, which is activated by the control unit and stored in the pressure storage unit, to the high-pressure passage. Oil quantity control device.

前記制御手段が、前記機関の運転条件に応じて、前記蓄圧手段に貯溜されている潤滑油を前記高圧通路へ供給するように構成されていることを特徴とする請求項５に記載された油量制御装置。6. The oil according to claim 5, wherein the control means is configured to supply the lubricating oil stored in the pressure accumulating means to the high-pressure passage according to operating conditions of the engine. Quantity control device.

前記蓄圧手段が、前記機関の吸気通路に作用する吸気負圧を導入する負圧導入通路に、少なくとも１個の負圧切換弁を備えていることを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載された油量制御装置。7. The pressure accumulating means comprises at least one negative pressure switching valve in a negative pressure introduction passage for introducing intake negative pressure acting on an intake passage of the engine. Oil quantity control device described in 1.

前記蓄圧手段が、前記機関の吸気通路に作用する吸気負圧を導入する負圧導入通路に、少なくとも１個の逆止弁を備えていることを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載された油量制御装置。7. The pressure accumulating means comprises at least one check valve in a negative pressure introduction passage for introducing an intake negative pressure acting on an intake passage of the engine. The oil quantity control device described.

前記蓄圧手段が、前記機関の吸気通路に作用する吸気負圧を導入する負圧導入通路に、少なくとも１個の負圧蓄圧手段を備えていることを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載された油量制御装置。7. The pressure accumulating means includes at least one negative pressure accumulating means in a negative pressure introduction passage for introducing intake negative pressure acting on an intake passage of the engine. Oil quantity control device described in 1.

前記潤滑油回路の高圧通路のうちで、前記潤滑油回路のメインホールから前記可変バルブタイミング機構に向かって分岐する部位と、前記高圧通路から前記蓄圧手段に向かって分岐する部位との間に、少なくとも１個の流れの制御手段を備えていることを特徴とする請求項１ないし９のいずれかに記載された油量制御装置。Among the high-pressure passages of the lubricating oil circuit, between a portion branched from the main hole of the lubricating oil circuit toward the variable valve timing mechanism and a portion branched from the high-pressure passage toward the pressure accumulating means, The oil amount control device according to any one of claims 1 to 9, further comprising at least one flow control means.

前記流れの制御手段が逆止弁であることを特徴とする請求項１０に記載された油量制御装置。The oil amount control device according to claim 10, wherein the flow control means is a check valve.

前記流れの制御手段が絞りであることを特徴とする請求項１０に記載された油量制御装置。11. The oil amount control device according to claim 10, wherein the flow control means is a throttle.