JP5989569B2 - エンジンの油圧制御装置 - Google Patents

Description

本発明はエンジンの油圧制御装置に関し、特にターボ過給機を備えたエンジンの油圧の制御に関連する。

従来より一般に、エンジンのクランクジャーナルやピストンなどに潤滑油を供給するためのオイル供給系統には、油圧の過度の上昇を抑制するためにリリーフバルブが配設されている。また、例えば特許文献１に記載のエンジンでは、前記のリリーフバルブとは別のバルブ（切替弁）を冷間始動時に開いて、比較的低い油圧でオイルをリリーフさせることにより、オイルポンプの駆動負荷を軽減して始動性を高めるようにしている。

ところで、近年では車両に一層の燃費低減が求められており、エンジンにおいても各部の機械損失を低減するのみならず、オイルポンプなどの補機の駆動負荷を軽減しようとする試みがある。この点について前記の文献には、エンジンの運転状態、具体的には回転数および負荷に応じて、前記オイル供給系統のバルブを開閉させて、「潤滑に必要となる必要油量を確保できる必要油圧の範囲内で」できるだけ低い油圧に制御することが開示されている。

特開２００７−１０７４８５号公報

ところで、ターボ過給機を有するエンジンのオイル供給系統では、クランクジャーナルなどの他にターボ過給機にもオイルを供給することになるが、ターボ過給機の動作状態とエンジンの運転状態との間には時間的なズレがあるので、前記従来例のようにエンジンの回転数や負荷のみを考慮して、できるだけ低い油圧に制御すると、ターボ過給機の潤滑や冷却に必要なオイルを供給できないことがある。

すなわち、例えば高負荷での運転後にエンジンの回転数や負荷が低くなっても、ターボ過給機は暫くの間、或る程度の油量および油圧を必要とするが、このときに前記従来例のようにエンジンの回転数や負荷の低下に応じて油圧を低下させてしまうと、ターボ過給機に供給されるオイルの油量や油圧が不足して、軸受けなどにダメージを与える虞がある。

かかる点を考慮して本発明の目的は、エンジンのターボ過給機の信頼性を十分に担保しながら、オイルポンプの駆動負荷はできるだけ軽減して、燃費の改善を図ることにある。

前記の目的を達成するために本発明は、少なくともターボ過給機の回転数に応じて、該ターボ過給機に必要なオイル供給を行い得るように、エンジンの油圧を制御するようにしている。すなわち、本発明は、ターボ過給機を備えたエンジンの油圧制御装置を対象として、該ターボ過給機の回転数（以下、ターボ回転数という）をエンジンの運転状態に基づいて推定して、このターボ回転数が高いほど高圧側の値になるようにエンジンの油圧の制御目標値を設定する目標油圧設定部を備えている。そして、この目標油圧設定部は、エンジンの運転状態の変化に対するターボ過給機の温度変化の応答遅れを表すターボ温度時定数を算出し、このターボ温度時定数を用いて油圧の制御目標値を補正するものである。

前記の発明特定事項により、エンジンの運転中には基本的に、その運転状態に基づいて推定されるターボ回転数に対応するように油圧が制御される。すなわち、ターボ回転数が低いときには、これに応じて油圧が低くされるので、オイルポンプの駆動負荷が小さくなって、燃費の低減が図られる。一方、ターボ回転数が高くなれば、これに応じて油圧も高くされるので、ターボ過給機には潤滑や冷却に十分なオイル供給を行うことができ、軸受けなどへのダメージを抑止できる。

また、前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態に基づいて推定されるターボ回転数に対応するように油圧の制御目標値を設定するだけでなく、エンジンの運転状態の変化に対するターボ過給機の温度変化の応答遅れを表す時定数を算出し、このターボ温度時定数を用いて前記油圧の制御目標値を補正するようにしている。

すなわち、エンジンの運転状態が或る程度以上、急に変化する過渡時には、その運転状態の変化に対してターボ過給機の温度状態の変化が遅れることになるので、この温度状態に見合う好適な油圧の制御目標値を設定することも難しくなる。そこで、このような過渡時にはエンジンの運転状態に基づいて設定した油圧の制御目標値を、ターボ過給機の温度状態の変化の応答遅れを表す時定数を用いて補正することで、ターボ過給機の温度状態に見合う好適な油圧の制御目標値を設定するのである。

こうすれば、例えば減速の過渡時にエンジンの運転状態の変化に対してターボ過給機の温度状態の変化が遅れることに対応して、その遅れ分をターボ温度時定数を用いて補償することができる。つまり、減速の過渡時における油圧の制御目標値を、ターボ過給機の軸受けなどの実際の温度状態に対応する適切なものとして、軸受けなどへのダメージを抑止することができる。

また、このような過渡時にはエンジンの運転状態に基づいて設定した油圧の制御目標値を、ターボ過給機の回転数の変化の応答遅れを表す時定数（ターボ回転時定数）を用いて補正することで、ターボ過給機の実際の回転数に見合う好適な油圧の制御目標値を設定することができる。なお、ターボ温度時定数やターボ回転時定数は予め実験・シミュレーションなどによって適合した値を用いればよく、エンジンの運転状態に応じて変更することもできる。

すなわち、前記ターボ回転時定数について具体的には、前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態の変化に対するターボ回転数の変化の応答遅れを表すターボ回転時定数を算出し、このターボ回転時定数を用いて油圧の制御目標値を補正する構成とすればよい。こうすれば、エンジンの運転状態が所定以上、急に変化する過渡時においても、ターボ回転数の変化の遅れ分をターボ回転時定数を用いて補償して、実際のターボ回転数に対応する適切な油圧を制御目標値として設定することができる。

例えばターボ回転時定数は、少なくともエンジンの吸気量に基づいて算出するのが好ましい。すなわち、吸気量の多いときはターボ過給機に流入する排気の量も多くなるので、エンジンの運転状態の変化に対するターボ回転数の変化の応答遅れは比較的小さくなる。よって、この場合はターボ回転時定数は、比較的小さな値とすればよい。反対に吸気量の少ないときは、ターボ回転数の変化の応答遅れは比較的大きくなるので、この場合はターボ回転時定数を比較的大きな値とすればよい。

また、ターボ回転時定数は、エンジン回転数の上昇する加速の過渡時には、エンジン回転数の低下する減速の過渡時に比べて小さな値に算出するのが好ましい。こうすると、加速の過渡時にはターボ回転時定数が小さめの値になって、ターボ回転数が高めに推定される一方、減速の過渡時にはターボ回転時定数が大きめの値になって、ターボ回転数が高めに推定される。よって、油圧の制御目標値を高めに設定し、オイルの供給不足をより確実に防止することができる。

また、前記ターボ温度時定数について具体的には、ターボ過給機のタービンシャフトのラジアル軸受けおよびスラスト軸受けのダメージを考慮し、これらの軸受けの熱容量による温度変化の応答遅れに着目して、前記目標油圧設定部は、前記ラジアル軸受けおよびスラスト軸受けのいずれか一方について、その温度変化の応答遅れを表すようにターボ温度時定数を算出する構成としてもよい。

その際、二つの軸受けのうち熱容量の小さな方の温度変化の応答遅れが比較的小さくなり、反対に熱容量の大きい方の温度変化の応答遅れが比較的大きくなることを考慮して、エンジン回転数の上昇する加速の過渡時には、熱容量の小さな方の軸受けについてターボ温度時定数を算出する一方、エンジン回転数の低下する減速の過渡時には、熱容量の大きな方の軸受けについてターボ温度時定数を算出すればよい。

こうして算出したターボ温度時定数を用いて油圧の制御目標値を補正すれば、加速の過渡時には、ラジアル軸受けおよびスラスト軸受けのうち、温度の早く上昇する方の軸受けの温度に基づいて、油圧の制御目標値が高めに設定されるようになる。一方、減速の過渡時には温度が低下し難い方の軸受けの温度に基づいて、油圧の制御目標値がやはり高めに設定されるようになる。よって、オイルの供給不足をより確実に防止することができる。

ところで、前記の如くターボ回転時定数やターボ温度時定数を用いて油圧の制御目標値を補正する場合には、それぞれの補正に重み付けをすることも考えられるが、ターボ過給機へのオイルの供給不足を防止することを優先するのであれば、油圧の制御目標値がやや高めに設定されるように時定数を算出するのが好ましい。

そのために前記目標油圧設定部は、エンジン回転数の上昇する加速の過渡時には、前記ターボ回転時定数およびターボ温度時定数のうち、数値の小さな方の時定数を用いて油圧の制御目標値を補正する一方、エンジン回転数の低下する減速の過渡時には、数値の大きな方の時定数を用いて油圧の制御目標値を補正するようにしてもよい。

なお、ターボ温度時定数の算出については、前記したようにラジアル軸受けやスラスト軸受けの熱容量を考慮して、予め実験・シミュレーションなどによって適合した値を用いればよく、エンジンの運転状態に応じて変更するようにしてもよい。

さらに、好ましくは前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態だけでなく、大気圧も加味してターボ回転数をより正確に推定するようにしてもよい。また、エンジンの油温が高いときほど、油圧の制御目標値を高めに設定するようにしてもよい。これは、エンジンの油温が高いほど、これによるターボ過給機の軸受けなどの冷却性能が低下するからである。

ところで、前記のように目標油圧設定部により設定された制御目標値になるように、エンジンの油圧を制御するために、好ましいのは、いわゆる容量可変形のオイルポンプなど、吐出圧を変更可能なオイルポンプをエンジンに装備して、そのオイルポンプの吐出圧を前記油圧の制御目標値に基づいて制御することである。但し、そのような可変形のオイルポンプは装備せずに、開度を連続的に調整可能な流量制御バルブなどを用いることもできる。

本発明に係るエンジンの油圧制御装置によると、ターボ過給機の回転数（ターボ回転数）を検出または推定し、この検出値または推定値に応じて、ターボ回転数が高いほどエンジンの油圧も高くなるように制御することにより、該ターボ過給機に必要なオイル供給を実現し、その信頼性を十分に担保しながら、オイルポンプの駆動負荷はできるだけ軽減して、燃費を改善することができる。また、過渡時には、エンジンの運転状態の変化に対してターボ過給機の温度状態の変化が遅れることになるが、この遅れを表す時定数を用いて補正することで、ターボ過給機の温度状態に見合う好適な油圧の制御目標値を設定することができる。

本発明の実施の形態に係るエンジンの概略構成例を示す図である。 エンジンのターボチャージャの構造を示す縦断面図である。 ベアリングなどの潤滑構造を示す拡大断面図である。 エンジンのオイル供給系統の概略を示す説明図である。 エンジンのオイルポンプの構造を示す断面図であって、ポンプ容量が最大の状態を示す。 オイルポンプの容量が最小の状態を示す図５相当図である。 ＯＣＶへの電流指令値とポンプ吐出圧との関係を示すグラフ図である。 (a)は、ターボ回転数と適正な油圧との関係を示す特性図であり、(b)は、ターボ回転数とエンジンの吸気量との関係を示す特性図である。 ターボチャージャの回転数の上昇遅れ、および温度上昇の遅れの一例を示すグラフ図である。 (a)は、エンジンの油圧制御の全体的な制御動作を示すフローチャートであり、(b)は、目標油圧の設定について示すフローチャートである。 (a)は、吸気量に対応づけてターボ回転時定数を設定したマップの一例を示す図であり、(b)は、吸気量に対応づけてターボ時定数を設定したマップの一例を示す。

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。本実施形態では一例として自動車用のディーゼルエンジンに本発明を適用した場合について説明するが、これに限ることはない。本実施形態の記載はあくまで例示に過ぎず、本発明の構成や用途などについても限定するものではない。

−エンジン−
まず、エンジン１の概略構成について説明すると、図１に模式的に示すように本実施形態では一例として直列４気筒エンジン１であって、４つの気筒のそれぞれに空気（吸気）を供給するための吸気通路２がシリンダヘッド１ａの一側（図の上側）に配設され、反対の他側（図の下側）には、４つの気筒のそれぞれから既燃ガス（排気）を排出させるための排気通路３が配設されている。

前記の吸気通路２の下流側（吸気流の下流側）は、各気筒に吸気を分配するためのインテークマニホールド２ａとされる一方、吸気通路２の上流側には、空気を濾過するエアクリーナ６、後述するターボチャージャ２０のコンプレッサインペラ２４、このコンプレッサインペラ２４により圧縮されて昇温した空気を冷却するためのインタークーラ７、スロットルバルブ８などが配設されている。

他方、排気通路３の上流側（排気流の上流側）は、各気筒からの排気の流れが合流するエキゾーストマニホールド３ａとされ、その下流側には後述するターボチャージャ２０のタービンホイール１２、排気浄化装置９などが配設されている。排気浄化装置９は一例として、ＮＯｘ吸蔵触媒（ＮＳＲ触媒：NOx Storage Reduction触媒）９ａおよびＤＰＮＲ触媒（Diesel Particulate-NOx Reduction触媒）９ｂを備えている。

さらに、本実施形態のエンジン１には、エンジン回転数Ｎｅを算出するためにクランクシャフト（図示省略）の回転角を検出するクランク角センサ１０１、吸気通路２を流れる吸気の流量（吸気量Ｇａ）を検出するエアフローメータ１０２などの各種センサ、スイッチ等が配設され、それぞれから出力される信号がＥＣＵ（Electronic Control Unit）１００に入力される。

ＥＣＵ１００は、詳しい説明は省略するが、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭおよびバックアップＲＡＭ等を含んだ一般的な構成のものであり、例えばスロットルバルブ８のアクチュエータに指令信号を出力してその開度を制御するとともに、図示しないインジェクタにも指令信号を出力して、燃料噴射量などを制御する。また、ＥＣＵ１００は、以下に説明するターボチャージャ２０の電動アクチュエータ１９にも指令信号を出力する。

−ターボチャージャ−
本実施形態のエンジン１には、排気ガスのエネルギを利用して吸気を過給するターボチャージャ２０（ターボ過給機）が装備されている。すなわち、前記の如く排気通路３において排気浄化装置９よりも上流側にはタービンハウジング２１が設けられ、その内部に収容されたタービンホイール２２が排気ガスの流れを受けて回転される。一方、前記吸気通路２においてエアクリーナ６の下流側にはコンプレッサハウジング２３が設けられ、その内部にコンプレッサインペラ２４が収納されている。

図２に拡大して示すように、コンプレッサインペラ２４は、その中心部をタービンシャフト２５の一端側が貫通し、このタービンシャフト２５の一端部に螺合するナット２５ａによって締結されている。一方、タービンシャフト２５の他端部は溶接などによってタービンホイール２２に固定されており、このタービンホイール２２が回転するとコンプレッサインペラ２４も回転して、吸気を圧縮しながら送り出すようになっている（過給）。

すなわち、タービンハウジング２１には、タービンホイール２２の収容室２１ａの外周を囲んで排気ガスの導入路２１ｂ（スクロール２１ｂ）が形成されており、排気通路３からの排気の流れをタービンホイール２２に導入する。この排気の流れを受けてタービンホイール２２が回転し、そのブレードの間を通過する際に膨張した排気の流れは、収容室２１ａに連通する排気ガスの排出口２１ｃから排出される。

一方、コンプレッサハウジング２３には、収容室２３ａに収容されたコンプレッサインペラ２４と対向するように吸気の吸入口２３ｂが形成され、ここから吸い込まれた空気がコンプレッサインペラ２４の回転によってその外周側に送り出される。コンプレッサハウジング２３の外周側には導出路２３ｃ（スクロール２３ｃ）が形成されており、前記のようにコンプレッサインペラ２４から送り出される空気が圧縮されて、スクロール２３ｃに沿って吸気通路２へ送り出される。

それらタービンハウジング２１およびコンプレッサハウジング２３の間にはベアリングハウジング３０が配設されて、両者を連結一体化するとともに、２つのラジアルベアリング３１，３２（ラジアル軸受けであり、以下、単にベアリングともいう）によってタービンシャフト２５を回転自在に支持している。ベアリングハウジング３０には、エンジン１の冷却水が流れる水路３０ａやベアリング３１，３２などへのオイル供給通路３０ｂが形成されている。

−ベアリングの潤滑構造−
次に、前記のベアリングハウジング３０におけるベアリング３１，３２などの潤滑構造について、図３も参照しながら詳細に説明する。図３には、ベアリングハウジング３０の下部を拡大してオイルの流れなどを示している。

前記ベアリング３１，３２は円筒形状のすべり軸受けからなり、ベアリングハウジング３０の概略中央に形成された２つのベアリング保持部３３，３４に保持されて、タービンシャフト２５をその軸方向に離間した２箇所で支持している。タービンシャフト２５は極めて高い速度で回転するため、その外周面とベアリング３１，３２の内周面との間に形成した油膜に浮かせたような状態で支持している。

また、コンプレッサインペラ２４に近い方のベアリング３１に隣接してスラストカラー３５が配設されており、その外周の溝部にスラストベアリング３６（スラスト軸受けであり、以下、単にベアリングともいう）を挟みこんで、ターボチャージャ２０の動作中にタービンシャフト２５に作用するスラスト荷重を支持するようになっている。なお、ベアリング３６は、例えば自己潤滑性を有する合成樹脂材あるいは金属材などで形成されている。

前記ベアリング３１は、前記のスラストカラー３５と、ベアリング保持部３３に係止されるスナップリング３３ａとによって、タービンシャフト２５の軸方向への変位が規制されている。一方、タービンホイール２２に近い方のベアリング３２は、ベアリング保持部３４に係止される２つのスナップリング３４ａによってタービンシャフト２５の軸方向への変位が規制されている。

そして、それらのベアリング３１，３２を冷却し、またその内外周の油膜を保持するためにエンジンオイル（以下、単にオイルともいう）が供給される。詳しくは図４を参照して後述するように、オイルパン１ｃからオイルポンプ５によって吸い上げられ、オイルフィルタ４５によって濾過されたオイルが、エンジン１のオイル供給系統４を介して、ベアリングハウジング３０の内部に形成されたオイル供給通路３０ｂ（図２、３に仮想線で示す）に送り込まれる。

このオイル供給通路３０ｂは、タービンシャフト２５の軸方向に分岐した後に、ベアリング保持部３３，３４の内周面に開口して、ベアリング３１，３２の外周面との間にオイルを供給する。また、ベアリング３１，３２には、その径方向に貫通するオイル孔３１ａ，３２ａが設けられており、これらのオイル孔３１ａ，３２ａを経てベアリング３１，３２の内周面とタービンシャフト２５の外周面との間にもオイルが供給される。

こうして供給されるオイルによってベアリング３１，３２を効果的に潤滑および冷却することができるとともに、これらベアリング３１，３２の内周面および外周面の油膜が保持されて、タービンシャフト２５の径方向および軸方向での振れを抑制するダンパとして機能する。また、ベアリング３１に供給されたオイルの一部は隣接するスラストカラー３５やスラストベアリング３６にも供給され、それらを効果的に潤滑および冷却することができる。

そのようにしてベアリング３１，３２，３６などを潤滑および冷却したオイルは、タービンシャフト２５の軸方向の両端側およびそれらの中間部位の３カ所から下方のドレン空間Ｄへと落下する。このオイルは、図３に矢印Ｏ_１〜Ｏ_３として示すように概略３つに分かれてドレン空間Ｄを流下し、そのドレン空間Ｄに臨んでベアリングハウジング３０の下壁部に開口するオイル排出孔３０ｃから排出される。

−エンジンのオイル供給系統−
図４には、エンジン１のオイル供給系統４の概略を示す。同図には外形を仮想線で示すようにエンジン１の本体部分は、一例としてディープスカート型のシリンダブロック１ｂの上部にシリンダヘッド１ａが組み付けられてなる。シリンダブロック１ｂの下部にはオイルパン１ｃが取り付けられて、ピストンやクランクジャーナル、動弁系などの被潤滑部から還流されたオイルが貯留されている。

そうして貯留されているオイルに浸かるようにしてオイルストレーナ４１が配設され、その吸入管４１ａがオイルポンプ５の吸入ポート５０ｄに接続されている。オイルポンプ５は、詳しくは後述するが、互いに噛み合う外歯車のドライブロータ５１と内歯車のドリブンロータ５２とを備えた内接式ギヤポンプであって、ドライブロータ５１の中央を貫通する入力軸５ａがクランクシャフトの回転によって駆動され、オイルストレーナ４１を介してオイルパン１ｃ内のオイルを吸い上げる。

一方、オイルポンプ５の吐出ポート５０ｅには、シリンダブロック１ｂ内に形成された第１オイル通路４２の上流端が連通し、この第１オイル通路４２の下流端がオイルフィルタ４５に連通している。オイルフィルタ４５はフィルタエレメントによってオイル内の異物や不純物などを濾過する。こうして濾過されたオイルは第２オイル通路４６を流通してメインギャラリ４７に送られる。メインギャラリ４７は、シリンダブロック１ｂの内部に例えばシリンダ列方向に延びるように形成されており、前記のように送られてくるオイルを所定の圧力に維持して、ここから分岐する複数のオイル通路（図示せず）によって前記の被潤滑部などに分配する。

そのようにエンジン１の被潤滑部へ分配するオイルの流量や油圧を適正なものとするために、メインギャラリ４７の油圧は所定の状態に維持される。すなわち、メインギャラリ４７には油圧センサ１０３が配設され、その出力する信号がＥＣＵ１００に入力されて、以下に説明するようにオイルポンプ５の容量が可変制御される。また、オイルパン１ｃには油温センサ１０４が配設され、その出力する信号もＥＣＵ１００に入力される。

−オイルポンプ−
次に、オイルポンプ５の構造について図５を参照して詳細に説明する。図示の例ではオイルポンプ５は、入力軸５ａにより回転される外歯車のドライブロータ５１と、これに噛み合って回転される内歯車のドリブンロータ５２と、そのドリブンロータ５２を外周から回転自在に保持する調整リング５３と、をハウジング５０内に収容してなる。調整リング５３は、後述するようにドライブロータ５１およびドリブンロータ５２を変位させることにより、ポンプ容量を変更するものである。

ハウジング５０は全体としては厚肉の板状であり、図５に示すようにエンジン後方から見た平面視では左右に長い楕円形状とされ、図の右上部から右側に向かって突出部５０ａが、また、図の左下部からは下方に向かって突出部５０ｂが、それぞれ形成されている。また、ハウジング５０の全体に後方、即ちエンジン１の内方（図の手前側）に向かって開放された凹部５０ｃが形成されている。

この凹部５０ｃは前記ドライブロータ５１、ドリブンロータ５２、調整リング５３等を収容するものであり（以下、収容凹部５０ｃという）、ハウジング５０に後方から重ね合わされるカバー（図示せず）によって閉止される。また、収容凹部５０ｃの中央よりもやや右側位置には円形断面の貫通孔（図には示さず）が形成され、ここに挿通された入力軸５ａを回転自在に支持している。

入力軸５ａは、エンジン１のクランクシャフトの前端部に一体に設けてもよいし、クランクシャフトとは別体としてチェーンなどにより駆動される構成としてもよい。この入力軸５ａがドライブロータ５１の中央部を貫通し、例えばスプラインによって嵌合されている。ドライブロータ５１には、外周にトロコイド曲線またはトロコイド曲線に近似した曲線（例えばインボリュート、サイクロイドなど）を有する外歯５１ａが複数（図示の例では１１個）、形成されている。

一方、ドリブンロータ５２は円環状に形成され、その内周には前記ドライブロータ５１の外歯５１ａと噛み合うよう、これより歯数が１歯大きい（図示の例では１２個の）内歯５２ａが形成されている。ドリブンロータ５２の中心は、ドライブロータ５１の中心に対して所定量、偏心しており、その偏心している側（図５の左上側）でドライブロータ５１の外歯５１ａとドリブンロータ５２の内歯５２ａとが噛み合っている。

また、ドリブンロータ５２は、調整リング５３の円環状の本体部５３ａによって摺動自在に嵌合支持されている。この例では調整リング５３には、その本体部５３ａの外周から周方向に所定の角度範囲（図示の例では約５０°）に亘って径方向外方に張り出す２つの張出部５３ｂ，５３ｃと、径方向外方に大きく延びるアーム部５３ｄと、小さな突起部５３ｅとが一体に形成されている。

そのようにして調整リング５３に保持されたドライブロータ５１およびドリブンロータ５２によって、本実施形態では１１葉１２節のトロコイドポンプが構成されており、２つのロータ５１，５２の間の環状の空間には、互いに噛合する歯と歯の間に円周方向に並んだ複数の作動室Ｒが形成される。これらの各作動室Ｒは２つのロータ５１，５２の回転に連れてドライブロータ５１の外周に沿うように移動しながら、その容積が増減する。

すなわち、２つのロータ５１，５２の歯が互いに噛み合う位置から、図に矢印で示すロータ回転方向に約１８０度に亘る範囲（図５では左下側の範囲）では、２つのロータ５１，５２の回転に連れて徐々に作動室Ｒの容積が増大してゆき、オイルを吸入する吸入範囲となる。一方、残りの約１８０度に亘る範囲（図５では右上側の範囲）では、ロータ５１，５２の回転に連れて徐々に作動室Ｒの容積が減少してゆき、オイルを加圧しながら吐出する吐出範囲となる。

そして、それらの吸入範囲および吐出範囲にそれぞれ対応するように、ハウジング５０およびカバーに吸入ポートおよび吐出ポートが形成されている。図５にはハウジング５０の吸入ポート５０ｄおよび吐出ポート５０ｅのみを示すが、この吸入ポート５０ｄは、ハウジング５０の収容凹部５０ｃの底面において前記の吸入領域に対応するように開口し、同じく吐出領域に対応するように吐出ポート５０ｅが開口している。

吸入ポート５０ｄは、図ではハウジング５０の左下側に位置して、図示しないカバーの吸入ポートと連通しており、これを介してオイルストレーナの吸入管路に連通している。一方、吐出ポート５０ｅはハウジング５０の右上側に位置して、図示しないカバーの吐出ポートと連通するとともに、ハウジング５０の突出部５０ａに対応するように図の右側に向かって延びていて、オイルフィルタ６に向かう連通路６ａに至る。

かかる構成によりオイルポンプ５は、その入力軸５ａの回転によってドライブロータ５１およびドリブンロータ５２が互いに噛み合いながら回転し、それらの間に形成される作動室Ｒに吸入ポート５０ｄからオイルが吸入され、加圧されて吐出ポート５０ｅから吐出される。このオイルの流量は、基本的にはオイルポンプ５の回転数（入力軸５ａの回転数）、即ちエンジン回転数Ｎｅが高くなるほど多くなる。

−容量可変機構−
本実施形態のオイルポンプ５は、ドライブロータ５１の１回転につき吐出するオイルの量、即ちポンプ容量を変更可能な容量可変機構を備えている。本実施形態では、主に吐出ポート５０ｅから導入する油圧（吐出圧Ｐ）によって前記の調整リング５３を変位させて、ドライブロータ５１およびドリブンロータ５２の吸入ポート５０ｄおよび吐出ポート５０ｅに対する相対的な位置を変更することにより、１回転あたりに吸入および吐出するオイルの流量を変更する。

詳しくは図５に表れているように、調整リング５３の本体部５３ａから径方向外方に延びるアーム部５３ｄには、圧縮コイルスプリング５４からの押圧力が作用しており、これによって調整リング５３が図の時計回りに回動しながら、少し上方に変位するように付勢されている。なお、このように変位する際の調整リング５３の軌跡は、その張出部５３ｂ，５３ｃと、これに係合されたガイドピン５５，５６とによって規定される。

そうして変位する調整リング５３が、収容凹部５０ｃ内を図の右上側の高圧空間ＴＨと、左側から下側にかけての低圧空間ＴＬとに仕切っており、高圧空間ＴＨの油圧を受けて動作される。すなわち、高圧空間ＴＨは、ハウジング５０の収容凹部５０ｃ内において、調整リング５３の張出部５３ｃの外周とハウジング５０の壁部とによって囲まれ、かつ、第１および第２のシール材５７，５８によってオイルの流れが制限される領域に形成される。

そして、この高圧空間ＴＨには吐出ポート５０ｅの開口の一部が臨み、オイルポンプ５の吐出圧Ｐが高圧空間ＴＨに導かれて調整リング５３外周面に作用するようになる。これに対して、吸入ポート５０ｄの連通する低圧空間ＴＬには概ね大気圧が作用しているので、調整リング５３は、高圧空間ＴＨからの油圧によって図の反時計回りに回動するように付勢される。

一方で調整リング５３は、前記したようにアーム部５３ｄに作用するコイルスプリング５４の弾発力を受けて時計回りに付勢されている。このため、例えばアイドリングのようにエンジン回転数Ｎｅが低いときに調整リング５３は、コイルスプリング５４の弾発力によって図５の最大容量位置に付勢される。このとき、ドライブロータ５１およびドリブンロータ５２の１回転当たりに、吸入ポート５０ｄから吸い込んで吐出ポート５０ｅから吐出するオイルの量、即ちポンプ容量が最大になる。

この状態からエンジン回転数Ｎｅが上昇すると、オイルの吐出量の増大によって吐出圧Ｐも増大傾向となるので、高圧空間ＴＨの油圧を受けて調整リング５３は、コイルスプリング５４の弾発力に抗して反時計回りに変位するようになる。これによりポンプ容量は減少するので、回転数が上昇しても吐出量および吐出圧Ｐの増大は抑制される。そして、図６に示すように調整リング５３が最小容量位置に位置づけられると、１回転当たりの吐出量は最小になる。

さらに、本実施形態では、図５、６にそれぞれ示すように、ハウジング５０内において高圧空間ＴＨに隣接するように制御空間ＴＣを設けて、ここに電子制御式の制御弁６０（Oil Control Vale：以下、ＯＣＶという）からの制御油圧を供給するようにしている。制御空間ＴＣの油圧は調整リング５３を、前記のようにオイルポンプ５の容量が減少する向きに変位させるような力を発生させる。

具体的には、前記調整リング５３の２つの張出部５３ｂ，５３ｃのほぼ中間において、その外周には第２のシール材５８が配設され、収容凹部５０ｃを取り囲むハウジング５０の壁部の内面と摺接するようになっている。この第２のシール材５８は、高圧空間ＴＨと制御空間ＴＣとの間のシール部であって、前記のような調整リング５３の変位に伴いハウジング５０の壁部の内面に沿って移動することになる。

同様に調整リング５３のアーム部５３ｄの先端には第３のシール材５９が配設されて、対向するハウジング５０の壁部の内面と摺接するようになっている。なお、これら第２および第３のシール材５８，５９、および、前記した第１のシール材５７は、いずれも調整リング５３の厚み（図５、６の紙面に直行する方向の寸法）と同程度の寸法を有し、耐摩耗性に優れた金属材や樹脂材にて形成されている。

こうして制御空間ＴＣは、ハウジング５０の収容凹部５０ｃ内において、調整リング５３の外周（詳しくは張出部５３ｂの外周）とアーム部５３ｄと、それらに対向するハウジング５０の壁部とによって囲まれ、かつ前記第２および第３のシール材５８，５９によってオイルの流れが制限される領域に形成される。そして、この制御空間ＴＣにおいて収容凹部５０ｃの底面に開口する制御油路６１によって、ＯＣＶ６０から制御油圧が供給される。

制御油路６１は、その一端部が前記のように制御空間ＴＣに臨む丸穴６１ａとして開口する一方、他端部がＯＣＶ６０の制御ポート６０ａに連通している。ＯＣＶ６０は、後述するＥＣＵ１００からの信号を受けてスプールの位置が変更され、供給ポート６０ｂからのオイルを制御ポート６０ａから制御油路６１へ送り出す状態と、制御油路６１から排出されてきたオイルを制御ポート６０ａに受け入れて、ドレンポート６０ｃから排出する状態とに切り換えられる。

また、一例としてリニアソレノイドバルブであるＯＣＶ６０は、ＥＣＵ１００からの信号に応じてスプールの位置が連続的に変化し、前記のように制御ポート６０ａから制御油路６１へ送り出すオイルの圧力（制御油圧）をリニアに増大または減少させることができる。この制御油圧の調整により、以下に述べるように調整リング５３を変位させてオイルポンプ５の容量を調整し、その吐出圧Ｐひいてはメインギャラリ４７の油圧を制御することができる。

例えば、ＯＣＶ６０からの制御油圧を増大させることによって、制御空間ＴＣの油圧が増大すると調整リング５３が図５の反時計回りに変位して、ポンプ容量が減少するので、オイルポンプ５の吐出量が減少傾向となり、その吐出圧Ｐが低下する。反対に制御油圧を低下させると、調整リング５３は図５の時計回りに変位し、ポンプ容量が増大して、その吐出圧Ｐも増大するようになる。

−油圧の制御−
次に、前記のようにオイルポンプ５の容量を変更し、その吐出圧Ｐを調整することで、メインギャラリ４７の油圧を好適に維持する油圧制御装置の動作について、詳細に説明する。図７は、ＥＣＵ１００からＯＣＶ６０への指令信号、即ちＯＣＶ電流指令値（一例として制御デューティー）と、オイルポンプ５の吐出圧Ｐとの関係を示す。この図からＯＣＶ電流指令値を大きくすれば、ポンプ回転数が高くなっても吐出圧Ｐを低く保つことができる一方、ＯＣＶ電流指令値を小さくすれば吐出圧Ｐは高くなっており、オイルポンプ５の吐出圧Ｐを任意に制御できることが分かる。

ここで、エンジン１の燃費を低減するためには、できるだけオイルポンプ５の駆動負荷を軽減することが好ましいが、一方でピストンやクランクジャーナルなどの被潤滑部に適正なオイル供給を行うためには、メインギャラリ４７の油圧を或る程度、高く維持しなくてはならない。すなわち、高回転ないし高負荷であれば被潤滑部に十分な油量および油圧を供給するために、メインギャラリ４７の油圧は高めに維持する必要があり、一方、低回転ないし低負荷では油圧を低めに維持して、オイルポンプ５の駆動負荷を軽減したい。

そこで従来より、エンジン１の運転状態（例えばエンジン回転数Ｎｅや吸気量Ｇａ、負荷率など）に応じて前記のようにＯＣＶ６０への電流指令値を変更し、オイルポンプ５の容量を調整して、吐出圧Ｐをできるだけ低く制御することは提案されている。この場合、本実施形態のようにターボチャージャ２０を装備するエンジン１では、このターボチャージャ２０の回転数Ｎｔ（以下、ターボ回転数Ｎｔという）や温度状態が問題になる。

例えば、ターボ回転数Ｎｔが高いほど、ベアリング３１，３２，３６の冷却や油膜維持などのために多くの油量および高い油圧が要求されるので、図８(a)に一例を示すように、ターボ回転数Ｎｔと適正な油圧との間には概ね比例関係がある。一方、一例を図８(b)に示すようにエンジン１の吸気量Ｇａが多いほどターボ回転数Ｎｔは高くなる。このことから、エンジン１の運転状態からターボ回転数Ｎｔを推定し、これに対応するようにオイルポンプ５の吐出圧Ｐを制御することが考えられる。

しかしながら、エンジン１の運転状態とターボ回転数Ｎｔとの間には時間的なズレが生じ易く、前記図８(b)のような関係は、エンジン１の運転状態が変化する過渡時には保持されない。例えば、アクセルペダルの踏み込みに応じてエンジン負荷が急上昇するときには、図９に一例を示すように遅れてターボ回転数Ｎｔが立ち上がることになり、吸気量Ｇａやエンジン回転数Ｎｅの変化に対してターボ回転数Ｎｔの変化が遅れることになる。

また、そのような加速の過渡時には、前記のようなターボ回転数Ｎｔの上昇や排気温度の上昇、排気流量の増大によってターボチャージャ２０の温度状態も遅れて上昇する。例えば前記図９に表れているように、比較的熱容量の小さなラジアルベアリング３１、３２の温度Ｔｒｂは相対的に早く上昇し、一方、比較的熱容量の大きなスラストベアリング３６の温度Ｔｓｂは相対的に緩やかに上昇する。

このように加速の過渡時にはターボ回転数Ｎｔの上昇、およびターボチャージャ２０のベアリング３１，３２，３６などの温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂ（以下、ターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂともいう）の上昇が、エンジン１の運転状態の変化に対して遅れることから、仮にエンジン１の運転状態からターボ回転数Ｎｔを推定し、これに応じてオイルポンプ５の吐出圧Ｐを制御すると、一時的にオイルの供給が過剰になって、オイルポンプ５の駆動負荷が大きくなってしまう。

反対に、例えばエンジン１が暫く高負荷で運転された後にアクセルペダルが離されて、エンジン負荷が急減するときには、ターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂなどがすぐには低下しないので、この場合にも、エンジン１の運転状態に応じてオイルポンプ５の吐出圧Ｐを低下させると、一時的にオイルの供給不足が生じてしまい、ベアリング３１，３２，３６などにダメージを与える虞がある。

かかる点を考慮して本実施形態では、ＥＣＵ１００（目標油圧設定部）により、まず、エンジン１の運転状態に基づいてターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂに対応するオイルポンプ５の吐出圧Ｐの目標値Ｐｔ（目標油圧）を算出する。そして、エンジン１が定常的な運転状態にあれば、この目標油圧Ｐｔに基づいてオイルポンプ５の容量を調整し、その吐出圧Ｐを制御する。

また、ＥＣＵ１００によって、エンジン１の運転状態の変化に対するターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの変化の応答遅れを表すターボ時定数τを算出し、エンジン１の運転状態が所定以上、急に変化する過渡時には、そのターボ時定数τを用いて目標油圧Ｐｔを補正する。これにより、過渡時であっても実際のターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂに対応した好適な目標油圧Ｐｔを設定することができる。

−具体的な制御動作−
以下、図１０に示すフローチャートを参照して具体的に、ＥＣＵ１００によって行われるオイルポンプ５の制御（油圧制御）について説明する。なお、図示の制御ルーチンは、エンジン１の運転中に一定周期（例えば数ｍｓｅｃ〜数十ミリｓｅｃ程度）毎に実行される。

図１０(a)には油圧制御の全体的な制御動作を示し、まず、スタート後のステップＳＴ１では、エンジン１の運転状態に関する所定の情報を取得する。例えば、クランク角センサ１０１からの信号によってエンジン回転数Ｎｅを算出し、エアフローメータ１０２からの信号によって吸気量Ｇａを算出し、これらエンジン回転数Ｎｅおよび吸気量Ｇａまたはアクセル操作量などから、エンジン１の負荷率を算出する。

続くステップＳＴ２では、前記のエンジン回転数Ｎｅ、吸気量Ｇａ、負荷率等に基づいて、即ち、エンジン１の運転状態に基づいて、詳しくは後述するようにオイルポンプ５の吐出圧Ｐの目標値（目標油圧Ｐｔ）を設定する。また、ステップＳＴ３，ＳＴ４では、それぞれ油温センサ１０４および油圧センサ１０３の信号によって油温および油圧を算出する（油温、油圧の取得）。

そして、オイルポンプ５の実際の吐出圧Ｐが前記の目標油圧Ｐｔになるようにフィードバック制御を行う。すなわち、ステップＳＴ５では、例えば前記油圧の情報から実際のポンプ吐出圧Ｐと目標油圧Ｐｔとの偏差を算出し、この偏差に応じてＰＩＤ則などにより、ポンプ吐出圧Ｐを目標油圧Ｐｔに収束させるようなポンプ容量の目標値を算出する（フィードバック制御演算）。

また、ステップＳＴ６では、前記のポンプ容量の目標値になるようにオイルポンプ５の制御空間ＴＣに供給する制御油圧を算出して、この制御油圧をＯＣＶ６０が出力するよう、そのスプールを動作させるための指令信号、即ちＯＣＶ電流指令値（制御デューティー）を算出し、これをＯＣＶ６０へ出力してリターンする。これによりオイルポンプ５の吐出圧Ｐひいてはメインギャラリ４７の油圧が制御される。

なお、前記のポンプ容量、制御油圧、ＯＣＶ電流指令値などのパラメータの対応関係は、予め実験・シミュレーションなどによって適合されてマップとしてＥＣＵ１００のＲＯＭに記憶されており、前記のステップＳＴ６では、そのようなマップを参照して、目標とするポンプ容量を実現するためのＯＣＶ電流指令値を算出する。また、マップの代わりにパラメータの対応関係を計算式として設定することもできる。

―目標油圧の設定―
次に、前記のステップＳＴ２における目標油圧Ｐｔの設定について詳細に説明する。図１０(b)には目標油圧Ｐｔを設定するルーチンの一例を示し、このルーチンを実行することによってＥＣＵ１００が、目標油圧設定部としての機能を実現する。

同図におけるスタート後のステップＳＴ２１では、前記のようにエアフローメータ１０２からの信号に基づいて算出されている吸気量Ｇａを取得し、ステップＳＴ２２では、同様にクランク角センサ１０１からの信号に基づいて算出されているエンジン回転数Ｎｅを取得する。なお、これらの情報は、ＥＣＵ１００のＲＡＭ若しくはバックアップＲＡＭに一時的に記憶され、所定のサイクル毎に更新されている。

また、ステップＳＴ２３では、油温センサ１０４によって検出された油温の情報を取得する。この油温の情報もＥＣＵ１００のＲＡＭ若しくはバックアップＲＡＭに一時的に記憶されているものを読み取ってもよいし、油温センサ１０４の信号から算出してもよい。

そして、ステップＳＴ２４では、エンジン１の運転状態が所定以上、急に変化する過渡時における目標油圧Ｐｔを算出するためのターボ時定数τを算出する。すなわち、上述したように過渡時にはエンジン１の運転状態の変化に対してターボチャージャ２０の回転数Ｎｔや温度状態（ベアリング３１，３２，３６の温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂ）が遅れて変化するので、この遅れ分を補償するために時定数τを用いるのである。

−ターボ時定数の算出（第１の例）−
第１の例としては、まず、エンジン１の運転状態の変化に対するターボ回転数Ｎｔの変化の応答遅れを表すターボ回転時定数τ_ｒと、ターボ温度、即ちラジアルベアリング３１，３２の温度Ｔｒｂおよびスラストベアリング３６の温度Ｔｓｂの変化の応答遅れを表すターボ温度時定数τ_Ｔとを、それぞれエンジン１の運転状態などに基づいて算出する。例えば、ターボ回転時定数τ_ｒは図１１(a)に示すマップを参照して算出する。

すなわち、ターボ回転数Ｎｔの変化の応答遅れにはエンジン１の吸気量Ｇａとの相関があり、吸気量Ｇａの多いときほど遅れは小さくなるので、図１１(a)に示すマップにおいてはターボ回転時定数τ_ｒを、吸気量Ｇａの多いときほど小さな値に設定している。反対に、エンジン１の吸気量Ｇａの少ないときほど応答遅れは大きくなるので、ターボ回転時定数τ_ｒは大きな値に設定している。

このようなターボ回転時定数τ_ｒと吸気量Ｇａとの関係は、予め実験・シミュレーションなどによって適合されて、前記のようなマップとしてＥＣＵ１００のＲＯＭに記憶されている。図示の例ではターボ回転時定数τ_ｒは、吸気量Ｇａの増大する加速時には減速時に比べて小さな値に設定されており、加速の過渡時にエンジン回転数Ｎｅが上昇するときにはターボ回転時定数τ_ｒが小さめの値になる。一方、減速の過渡時にはターボ回転時定数τ_ｒは大きめの値になる。

これにより、後述する式（１）によって算出される目標油圧Ｐｔは、加速の過渡時には早めに上昇するようになり、反対に減速の過渡時には油圧の低下が遅れることになるので、過渡的には目標油圧Ｐｔがやや高めに算出されるようになる。よって、ターボチャージャ２０へのオイルの供給不足を防止する上で有利になる。

一方、ターボ温度時定数τ_Ｔについては、ターボチャージャ２０のベアリング３１，３２，３６の熱容量に主として依存するが、これ以外にもエンジン１の油温、水温や排気温、排気流量などとの相関があるので、図示は省略するが、例えば、吸気量Ｇａや油温などとの対応関係を予め実験・シミュレーションなどによって適合してマップを作成し、ＥＣＵ１００のＲＯＭに記憶しておく。

本実施形態では、ラジアルベアリング３１，３２の熱容量がスラストベアリング３６と比較して小さく、図９を参照して上述したように、その温度Ｔｒｂの変化が比較的早い（即ち、温度変化の応答遅れが小さい）ことを考慮して、エンジン１の加速の過渡時には、ターボ温度時定数τ_Ｔとして、ラジアルベアリング３１，３２についての設定値を用い、減速の過渡時にはスラストベアリング３６についての設定値を用いる。

そのために前記のターボ温度時定数τ_Ｔのマップ（図示せず）には、ラジアルベアリング３１，３２について適合した比較的小さな値と、スラストベアリング３６について適合した比較的大きな値とがそれぞれ設定されている。そして、エンジン１の加速の過渡時には、比較的早く温度上昇するラジアルベアリング３１、３２の温度Ｔｒｂに対応するように、ターボ温度時定数τ_Ｔとして比較的小さな値が用いられる。反対に減速の過渡時には、比較的緩やかに温度が低下するスラストベアリング３６の温度Ｔｓｂに対応するように、ターボ温度時定数τ_Ｔとして比較的大きな値が用いられる。

さらに、前記のようにそれぞれマップを参照して算出したターボ回転時定数τ_ｒおよびターボ温度時定数τ_Ｔのうちから、加速の過渡時にはターボ時定数τとして、より値の小さなものが選択され、減速の過渡時にはより値の大きなものが選択される。このターボ時定数τを用いて、後述する式（１）により算出される目標油圧Ｐｔも、加速および減速の過渡時にやや高めに算出されるようになるので、ターボチャージャ２０へのオイルの供給不足を防止する上で有利になる。

−ターボ時定数の算出（第２の例）−
次に、ターボ時定数τの算出の第２の例を説明する。この第２の例では、前記のようにターボ回転時定数τ_ｒおよびターボ温度時定数τ_Ｔから選択するのではなく、また、２つの時定数τ_ｒ，τ_Ｔに所定の重み付けをして算出するのでもなく、エンジン１の運転状態（吸気量Ｇａ、エンジン回転数Ｎｅ、負荷率など）に対応する好適な値を予め実験・シミュレーションなどによって適合したマップを参照して、ターボ時定数τを算出する。

前記のマップには、前記第１の例でターボ回転時定数τ_ｒおよびターボ温度時定数τ_Ｔから選択するターボ時定数τと同様に、エンジン１の運転状態の変化に対するターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの変化の応答遅れを考慮して、最適な目標油圧Ｐｔを算出することができるようなターボ時定数τの値が設定されている。

一例を図１１(b)に示すマップは、図１１(a)に示すマップと同じくエンジン１の吸気量Ｇａに対応づけて好適なターボ回転時定数τを設定したものである。また、このマップにおいてもエンジン１の加速時と減速時とでターボ時定数τは互いに異なる値が設定されており、それぞれの要求に合わせて最適な目標油圧Ｐｔを算出できるようになっている。

詳しくは図示のマップにおいてターボ時定数τは、エンジン１の加速時には吸気量Ｇａの多いときほどターボ時定数τが小さな値になるように、一方、減速時には吸気量Ｇａの多いときほどターボ時定数τが大きな値になるように、それぞれ設定されている。そして、それら加速時および減速時のそれぞれの設定値を示す２本のグラフが、吸気量Ｇａの少ないところで交差している。

言い換えると、エンジン１が吸気量Ｇａの少ない低負荷・低回転の運転状態にあるとき、ターボ時定数τは、エンジン１の減速時よりも加速時の方が大きな値として算出され、それよりも吸気量Ｇａの多い状態ではターボ時定数τは、加速時よりも減速時の方が大きな値として算出される。これにより、後述する式（１）によって算出される目標油圧Ｐｔは、ターボ回転数Ｎｔおよびターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂ並びにそれらの変化に対応する適切な値になる。

例えば、既に或る程度の吸気量Ｇａがある状態ではターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂが高くなっているので、さらに温度の上昇する加速の過渡時には、速やかに目標油圧Ｐｔを上昇させるべく、ターボ時定数τを小さな値とすることができる。一方、吸気量Ｇａが少なくてターボラグがあるような状態では、ターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂも低いので、加速の過渡時における目標油圧Ｐｔの上昇を遅らせて、オイルポンプ５の駆動負荷を減らすためにターボ時定数τを大きな値とするのである。

また、減速の過渡時については、既に或る程度の吸気量Ｇａがあってターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの高い状態であれば、目標油圧Ｐｔの低下が遅くなるようにターボ時定数τを小さな値とする。一方、吸気量Ｇａが少なくてターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの低い状態であれば、ターボ時定数τは大きな値とし、エンジン１の減速に応じて速やかに目標油圧Ｐｔを低下させることによって、オイルポンプ５の駆動負荷を減らすことができる。

次に、図１０(b)に戻って、目標油圧Ｐｔの算出の仕方を具体的に説明する。図示のルーチンのステップＳＴ２５において算出される目標油圧Ｐｔは、エンジン１の運転状態が定常的であるか過渡的であるかによって異なるものとなる。まず、エンジン１が定常的な運転状態にあれば、その運転状態に基づいて目標油圧Ｐｔを算出する。これは、エンジン１の定常的な運転状態におけるターボチャージャ２０の回転数Ｎｔや温度状態Ｔｒｂ，Ｔｓｂに対応する好適な値になる。

この目標油圧Ｐｔは、ＥＣＵ１００のＲＯＭに記憶させたマップから求めるようにすればよい。目標油圧のマップの図示は省略するが、例えば上述した図８(a)の関係と図８(b)の関係とを反映するように、吸気量Ｇａやエンジン回転数Ｎｅに対応する目標油圧Ｐｔを予め実験・シミュレーションなどによって適合し、設定すればよい。なお、エンジン１が定常的な運転状態にあることは、例えば吸気量Ｇａ、エンジン回転数Ｎｅ、負荷率などの時間あたりの変化量から判定することができる。

そのような定常的な運転状態ではなく、例えば加速運転や減速運転など、エンジン１の運転状態が所定以上、大きく変化する過渡時であれば、その運転状態の変化に対し遅れてターボチャージャ２０の回転数Ｎｔや温度状態（ターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂ）が変化することになる。そこで、その遅れ分を補償するように、前記の目標油圧Ｐｔをターボ時定数τを用いて補正する。

具体的には、例えば、定常状態から過渡状態に切り替わる際のエンジン１の運転状態に基づいて、前記目標油圧Ｐｔのマップから算出した目標油圧Ｐｔを基本値Ｐｔｂとする。そして、この基本値Ｐｔｂを目標油圧Ｐｔの初期値として以下の式（１）の計算を繰り返すことにより、エンジン１の運転状態が所定以上、急に変化する過渡時においても適切な目標油圧Ｐｔを算出することができる。

Ｐｔ(n) ← Ｐｔ(n-1)＋（Ｐｔｂ(n)−Ｐｔ(n-1)）／τ ・・・ （１）
前記の式（１）においてＰｔ(n)は、ある制御サイクル（ｎ）における目標油圧Ｐｔ、即ち、算出する目標油圧Ｐｔの今回値であり、Ｐｔ(n-1)は、前回の制御サイクルで算出した目標油圧（前回値）である。Ｐｔｂ(n)は、今回の制御サイクルで前記目標油圧のマップから求めた目標油圧Ｐｔの基本値Ｐｔｂであり、τはターボ時定数である。なお、前記したように目標油圧Ｐｔ(n)の初期値はその基本値Ｐｔｂ(n)の初期値になる。

前記の式（１）を用いて目標油圧Ｐｔを逐次、算出することにより、運転状態が所定以上、大きく変化する加速や減速の過渡時にも、ターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの変化の遅れ分を補償して、実際のターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂに見合うような適切な目標油圧Ｐｔを算出することができる。なお、ターボ時定数τ＝１とすれば、前記の式（１）において Ｐｔ(n) ← Ｐｔｂ(n) となる。

したがって、本実施形態に係るエンジン１の油圧制御装置によると、まず、エンジン１の運転状態から目標油圧Ｐｔを設定することによって、言い換えると、エンジン１の運転状態からターボチャージャ２０の回転数（ターボ回転数Ｎｔ）を推定し、これに応じてターボ回転数Ｎｔが高いほど（ターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂも高いほど）、エンジン１の油圧を高くなるように制御することによって、ターボチャージャ２０に必要なオイル供給を実現できる。

特に、エンジン１の運転状態が所定以上、急に変化する加速または減速の過渡時においては、その運転状態の変化に対するターボ回転数Ｎｔやターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂの変化の遅れを補償するように、ターボ時定数τを用いて目標油圧Ｐｔを適切に補正することで、過渡時においてもターボチャージャ２０の実際の回転数Ｎｔや温度状態Ｔｒｂ，Ｔｓｂに対応した適切なオイル供給を実現することができる。

よって、エンジン１の定常的な運転状態のみならず、加速や減速の過渡時においても、ターボチャージャ２０に過不足のないオイル供給を実現し、その信頼性を十分に担保しながらオイルポンプ５の駆動負荷はできるだけ軽減して、燃費の改善を図ることができる。

（他の実施形態）
以上、説明した実施形態では、自動車用の直列４気筒ディーゼルエンジン１の油圧制御装置として本発明を適用した場合について説明したが、本発明はこれに限らず、自動車以外のエンジンの油圧制御装置としても適用可能である。勿論、気筒数やエンジンの形式（Ｖ型や水平対向型等）にも限定されず、ガソリンエンジンにも適用可能である。

また、前記の実施形態ではオイルポンプ５の容量可変機構として、調整リング５３によってドライブロータ５１およびドリブンロータ５２を変位させ、入力軸５ａの１回転当たりの吐出量を変更する構造について説明したが、このような構造にも限定されない。オイルポンプは内接式、外接式を問わずギヤポンプにも限定されず、可変容量形のものであればよい。

さらに、エンジン１の油圧を制御するために可変容量形のオイルポンプ５を装備する構造にも限定されず、例えばリニアソレノイドバルブなど、開度を無段階に調整して、油圧をリニアに調圧することのできるバルブを用いて、容量が固定のオイルポンプから吐出されるオイルの油量および油圧を調整するようにしてもよい。

また、前記の実施形態では、ターボ回転数Ｎｔをエンジン１の運転状態（吸気量Ｇａ、エンジン回転数Ｎｅ、負荷率など）から推定しているが、さらに大気圧も加味するようにすれば、ターボ回転数Ｎｔをより正確に推定し、これに基づいてより適切な目標油圧Ｐｔを設定することができる。

同様にターボ温度Ｔｒｂ，Ｔｓｂについても、エンジン１の運転状態だけでなく、例えば油温やエンジン水温の少なくとも一方を加味すれば、より正確に推定することができる。また、ターボチャージャ２０の温度状態としてベアリング３１，３２，３６以外の温度を用いてもよい。

また、前記の実施形態において、さらに目標油圧Ｐｔを、エンジン１の油温が高いときほど高めの値になるように補正してもよい。これは、エンジン１の油温が高いほど、これによるターボチャージャ２０のベアリング３１，３２，３６などの冷却性能が低下するからである。

本発明の油圧制御によれば、ターボ過給機の信頼性を損なうことなくオイルポンプの駆動負荷をできるだけ軽減し、燃費の改善が図られるので、例えば自動車のエンジンなどに適用して効果が高い。

１ エンジン
５ 可変容量形のオイルポンプ
２０ ターボチャージャ（ターボ過給機）
３１，３２ ラジアルベアリング（ラジアル軸受け）
３６ スラストベアリング（スラスト軸受け）
１００ ＥＣＵ（目標油圧設定部）
Ｎｔ ターボ回転数（ターボ過給機の回転数）
Ｔｒｂ ラジアルベアリングの温度（ターボ過給機の温度状態）
Ｔｓｂ スラストベアリングの温度（ターボ過給機の温度状態）
Ｐ オイルポンプの吐出圧
Ｐｔ 目標油圧（油圧の制御目標値）
τ ターボ時定数
τ_ｒ ターボ回転時定数
τ_Ｔ ターボ温度時定数

Claims (10)

1. ターボ過給機を備えたエンジンの油圧制御装置であって、
   エンジンの運転状態に基づいて前記ターボ過給機の回転数を推定し、このターボ回転数が高いほど高圧側の値になるようにエンジンの油圧の制御目標値を設定する、目標油圧設定部を備えており、
   前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態の変化に対するターボ過給機の温度変化の応答遅れを表すターボ温度時定数を算出し、このターボ温度時定数を用いて油圧の制御目標値を補正する、ことを特徴とするエンジンの油圧制御装置。
2. 請求項１に記載のエンジンの油圧制御装置において、
   前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態の変化に対するターボ回転数の変化の応答遅れを表すターボ回転時定数を算出し、このターボ回転時定数を用いて前記油圧の制御目標値を補正する、エンジンの油圧制御装置。
3. 請求項２に記載のエンジンの油圧制御装置において、
   前記目標油圧設定部は、前記ターボ回転時定数を少なくともエンジンの吸気量に基づいて算出する、エンジンの油圧制御装置。
4. 請求項２または３のいずれかに記載のエンジンの油圧制御装置において、
   前記目標油圧設定部は、エンジン回転数の上昇する加速の過渡時には、エンジン回転数の低下する減速の過渡時に比べて前記ターボ回転時定数を小さな値に算出する、エンジンの油圧制御装置。
5. 請求項１〜４のいずれか１つに記載のエンジンの油圧制御装置において、
   前記目標油圧設定部は、ターボ過給機のタービンシャフトのラジアル軸受けおよびスラスト軸受けのいずれか一方について、その温度変化の応答遅れを表すようにターボ温度時定数を算出する、エンジンの油圧制御装置。
6. 請求項５に記載のエンジンの油圧制御装置において、
   前記目標油圧設定部は、エンジン回転数の上昇する加速の過渡時には、熱容量の小さな方の軸受けについてターボ温度時定数を算出する一方、エンジン回転数の低下する減速の過渡時には、熱容量の大きな方の軸受けについてターボ温度時定数を算出する、エンジンの油圧制御装置。
7. 請求項５または６のいずれかに記載のエンジンの油圧制御装置において、
   前記目標油圧設定部は、エンジンの油温および水温の少なくとも一方を加味して前記ターボ温度時定数を算出する、エンジンの油圧制御装置。
8. 請求項１〜７のいずれか１つに記載のエンジンの油圧制御装置において、
   前記目標油圧設定部は、前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態に大気圧も加味してターボ回転数を推定する、エンジンの油圧制御装置。
9. 請求項１〜８のいずれか１つに記載のエンジンの油圧制御装置において、
   前記目標油圧設定部は、エンジンの油温が高いときほど高圧側の値になるように、油圧の制御目標値を設定する、エンジンの油圧制御装置。
10. 請求項１〜９のいずれか１つに記載のエンジンの油圧制御装置において、
    エンジンには容量可変形のオイルポンプが装備され、
    前記目標油圧設定部により設定された油圧の制御目標値に基づいて前記オイルポンプの容量を変更し、その吐出圧を制御するように構成されている、エンジンの油圧制御装置。

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