JP6013223B2 - Hydraulic control device for engine - Google Patents

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  • Lubrication Of Internal Combustion Engines (AREA)

Description

本発明はエンジンの油圧制御装置に関し、特にピストンに直接、オイルを噴射するオイルジェットを備える場合の油圧の制御に関連する。   The present invention relates to a hydraulic control apparatus for an engine, and more particularly to control of hydraulic pressure when an oil jet that injects oil directly onto a piston is provided.

従来より一般にエンジンには、ピストンやクランクジャーナルなどの被潤滑部にエンジンオイルを供給するようにオイル通路が設けられており、ピストンに対して冷却のために直接、オイルを噴射するオイルジェットを備える場合もある。そして、そのようなオイル通路の油圧は、各部に必要なオイル供給を行える範囲であれば、できるだけ低くなるように制御することが好ましい。   Conventionally, an engine is generally provided with an oil passage for supplying engine oil to a lubricated portion such as a piston or a crank journal, and includes an oil jet that directly injects oil to the piston for cooling. In some cases. The oil pressure in such an oil passage is preferably controlled to be as low as possible within a range where necessary oil can be supplied to each part.

例えば特許文献１に記載のエンジンでは、その温度状態や負荷率などのエンジン状態を監視し、これに応じて、できるだけ低圧になるように油圧を制御している。こうすると、例えば、ピストンの受熱量が大きな高負荷高回転の運転状態では、その冷却に十分なオイル供給が可能になる一方、受熱量の小さな低負荷ないし低回転の運転状態では油圧を低下させて、オイルポンプの駆動負荷を軽減することができる。   For example, in the engine described in Patent Document 1, the engine state such as the temperature state and the load factor is monitored, and the hydraulic pressure is controlled so as to be as low as possible. In this way, for example, in a high-load high-rotation operation state where the amount of heat received by the piston is large, oil supply sufficient for cooling can be provided, while in a low-load or low-rotation operation state where the heat reception amount is small, the hydraulic pressure is reduced. Thus, the driving load of the oil pump can be reduced.

特開２００７−１４６８３９号公報JP 2007-146839 A

しかしながら、エンジンの状態がそのままピストンの状態を表しているわけではなく、特にエンジンの運転状態が変化する過渡時には、その運転状態とピストンの温度状態との間に時間的なズレが生じるので、前記従来例のようにエンジンの状態を考慮するのみでは、オイルジェットによるピストンへのオイルの噴射量が過剰になったり、反対に不足したりすることがある。   However, the state of the engine does not represent the state of the piston as it is, and particularly during a transition in which the operating state of the engine changes, a time lag occurs between the operating state and the temperature state of the piston. If only the state of the engine is taken into consideration as in the conventional example, the amount of oil injected to the piston by the oil jet may become excessive or conversely insufficient.

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、ピストンの温度はすぐには低下せず、暫くの間はオイルジェットによってピストンへ或る程度のオイルを噴射する必要がある。このときに前記従来例のようにエンジン負荷の低下に応じて油圧を低下させてしまうと、ピストンへのオイルの噴射量が不足してしまい、一時的にピストン温度が高くなり過ぎて、ダメージを与える虞もある。   For example, even if the engine speed or load decreases after high-load operation, the temperature of the piston does not decrease immediately, and it is necessary to inject a certain amount of oil to the piston by an oil jet for a while. is there. At this time, if the hydraulic pressure is reduced in accordance with the decrease in engine load as in the conventional example, the amount of oil injected into the piston is insufficient, the piston temperature becomes too high, and damage is caused. There is also a risk of giving.

かかる点を考慮して本発明の目的は、オイルジェットによるピストンの冷却性能を十分に担保しながら、オイルポンプの駆動負荷はできるだけ軽減して、燃費の改善を図ることにある。   In view of this point, an object of the present invention is to improve the fuel consumption by reducing the driving load of the oil pump as much as possible while sufficiently securing the cooling performance of the piston by the oil jet.

前記の目的を達成するために本発明は、エンジンの状態から推定されるピストンの温度状態に対応する好適な値になるように、油圧の制御目標値を設定することが特徴である。すなわち、本発明は、ピストンへ直接、オイルを噴射するオイルジェットを備えたエンジンの油圧制御装置を対象として、エンジンの運転状態に基づいて、前記ピストンの温度状態が高い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目標油圧設定部を備える。   In order to achieve the above object, the present invention is characterized in that the control target value of the hydraulic pressure is set so as to be a suitable value corresponding to the temperature state of the piston estimated from the state of the engine. That is, the present invention is directed to an engine hydraulic control device having an oil jet that injects oil directly onto a piston. Based on the operating state of the engine, the higher the temperature state of the piston, the higher the value. Thus, a target oil pressure setting unit for setting the control target value of the oil pressure is provided.

そして、前記目標油圧設定部を、エンジンの運転状態の変化に対するピストンの温度変化の応答遅れを表すピストン時定数を算出し、このピストン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構成した。   The target hydraulic pressure setting unit calculates a piston time constant representing a response delay of the temperature change of the piston with respect to a change in the operating state of the engine, and corrects the control target value of the hydraulic pressure using the piston time constant. Configured.

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、ピストンの温度状態が高いほど油圧も高くなるように制御される。すなわち、ピストンの受熱量が大きな高負荷高回転の運転状態では油圧が高くなり、ピストンへその冷却に十分なオイルを噴射することができる。一方、ピストンの受熱量が小さな低負荷ないし低回転の運転状態では油圧が低くなって、オイルポンプの駆動負荷が軽減されることにより、燃費の低減が図られる。   According to the above-mentioned invention specific matter, during operation of the engine, basically, the hydraulic pressure is controlled to be higher as the temperature state of the piston is higher based on the operating state. That is, in a high-load high-rotation operation state where the amount of heat received by the piston is large, the hydraulic pressure becomes high, and sufficient oil for cooling the piston can be injected into the piston. On the other hand, in a low load or low rotation operation state in which the amount of heat received by the piston is small, the hydraulic pressure is low, and the driving load of the oil pump is reduced, thereby reducing fuel consumption.

また、例えばエンジンの運転状態が変化する過渡時には、その運転状態の変化に対してピストン温度の変化が遅れることを考慮して、この遅れ分を補償するようにピストン時定数を用いて油圧の制御目標値が補正される。これにより、過渡時においても、ピストンの実際の温度状態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。   In addition, for example, when the engine operating state changes, the hydraulic pressure control is performed using the piston time constant so as to compensate for this delay in consideration of the delay in the change in piston temperature with respect to the change in the operating state. The target value is corrected. Thereby, even at the time of transition, an appropriate oil pressure corresponding to the actual temperature state of the piston can be set as the control target value.

前記のピストン時定数は、ピストンの熱容量に主として依存するものなので、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てもよいが、エンジンの運転状態によってピストンの受熱量および放熱量が変化することも、ピストン時定数の値に反映させることが好ましい。   Since the piston time constant mainly depends on the heat capacity of the piston, a value adapted in advance through experiments and simulations may be used. However, the amount of heat received and radiated by the piston may vary depending on the operating state of the engine. It is preferable to reflect the value of the piston time constant.

例えば、前記目標油圧設定部は、エンジンの吸気量に基づいて、吸気量が少ないほど大きな値になるようにピストン時定数を算出してもよい。吸気量の少ないときは、エンジンの燃焼室における発熱量も少なくなり、ピストンの温度上昇の応答遅れが比較的大きくなるからである。また、吸気量の少ないときは、燃料カットの際の吸気によるピストンの冷却作用が弱くなるので、ピストンの温度低下の応答遅れも比較的大きくなる。   For example, the target hydraulic pressure setting unit may calculate the piston time constant based on the intake amount of the engine so that the smaller the intake amount, the larger the value. This is because when the amount of intake air is small, the amount of heat generated in the combustion chamber of the engine is also small, and the response delay of the piston temperature rise is relatively large. Further, when the intake air amount is small, the piston cooling action by the intake air at the time of fuel cut is weakened, so that the response delay of the temperature drop of the piston becomes relatively large.

一方、吸気量の多いときには燃焼室における発熱量も多くなるので、ピストンの温度上昇の応答遅れが比較的小さくなるし、燃料カットの際の吸気によるピストンの冷却作用も強くなる。よって、この場合はピストン時定数を比較的小さな値とすればよい。   On the other hand, since the amount of heat generated in the combustion chamber increases when the intake air amount is large, the response delay of the temperature rise of the piston becomes relatively small, and the piston cooling action by the intake air at the time of fuel cut becomes strong. Therefore, in this case, the piston time constant may be set to a relatively small value.

また、前記目標油圧設定部は、吸気量が増大しているときには減少しているときに比べて小さな値になるように、ピストン時定数を算出してもよい。こうすれば、吸気量の増大に伴いピストンの受熱量も増大する加速の過渡時と、吸気量の減少に伴いピストンの受熱量が減少する減速の過渡時とで、それぞれ実際のピストン温度の変化に対応するよう好適に油圧の制御目標値を設定できる。   The target hydraulic pressure setting unit may calculate the piston time constant so that when the intake air amount is increased, the value is smaller than when the intake air amount is decreasing. In this way, the actual piston temperature changes during the acceleration transient when the piston heat received increases as the intake air volume increases and during the deceleration transient when the piston heat sink decreases as the intake air volume decreases. The hydraulic control target value can be suitably set so as to correspond to the above.

すなわち、加速の過渡時には燃焼室における発熱量が急速に増大するので、これを受けるピストンの温度も比較的速く上昇し、その応答遅れが比較的小さくなる。一方、減速の過渡時にはピストンの受熱量は急速に減少するものの、その放熱量の増大は、前記加速の過渡時における受熱量の増大に比べれば緩やかなものなので、ピストンの温度は比較すれば緩やかな低下を示し、その応答遅れが比較的大きくなるからである。   In other words, the amount of heat generated in the combustion chamber rapidly increases during acceleration transients, so that the temperature of the piston receiving this rises relatively quickly and the response delay becomes relatively small. On the other hand, although the amount of heat received by the piston decreases rapidly during the deceleration transition, the increase in the amount of heat released is moderate compared to the increase in the amount of heat received during the acceleration transition. This is because the response delay is relatively large.

さらに、前記目標油圧設定部は、前記のように算出したピストン時定数を用いて補正する前の油圧の制御目標値を、少なくともエンジンの負荷率および回転数に基づいて推定されるピストンの温度状態が高いほど、高圧側の値になるように設定してもよい。こうすれば、受熱量の大きさに応じて実際のピストン温度に対応するよう、好適に油圧の制御目標値を設定できる。   Further, the target hydraulic pressure setting unit is configured to estimate a hydraulic control target value before correction using the piston time constant calculated as described above based on at least the engine load factor and the rotational speed of the piston. The higher the value, the higher the pressure value may be set. In this way, it is possible to suitably set the hydraulic control target value so as to correspond to the actual piston temperature in accordance with the amount of heat received.

また、前記目標油圧設定部は、エンジンの水温および油温の少なくとも一方を加味して、推定される前記ピストンの温度状態が高いほど高圧側の値になるように、油圧の制御目標値を設定してもよい。こうすれば、放熱量の大きさに応じて実際のピストン温度に対応するよう、好適に油圧の制御目標値を設定できる。   Further, the target hydraulic pressure setting unit sets the control target value of the hydraulic pressure so that the higher the estimated piston temperature state, the higher the value, taking into account at least one of the engine water temperature and the oil temperature. May be. In this way, it is possible to suitably set the hydraulic control target value so as to correspond to the actual piston temperature in accordance with the amount of heat radiation.

また、前記目標油圧設定部は、エンジンの燃焼室の空燃比を加味して、推定される前記ピストンの温度状態が高いほど高圧側の値になるように、油圧の制御目標値を設定してもよいし、エンジンの点火時期、気筒内圧、および排気温の少なくとも１つを加味して、推定される前記ピストンの温度状態が高いほど高圧側の値になるように、油圧の制御目標値を設定してもよい。   The target hydraulic pressure setting unit sets a control target value of the hydraulic pressure so that the higher the estimated piston temperature state, the higher the pressure side value, taking into account the air-fuel ratio of the combustion chamber of the engine. Alternatively, the hydraulic control target value is set so that the higher the estimated piston temperature state, the higher the value, taking into account at least one of engine ignition timing, cylinder internal pressure, and exhaust temperature. It may be set.

加えて、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ように構成してもよい。これは、エンジンの油温が高いほど、オイルジェットによるピストンの冷却性能が低下するからである。   In addition, the target oil pressure setting unit may be configured to set the oil pressure control target value such that the higher the oil temperature of the engine, the higher the value on the high pressure side. This is because the higher the engine oil temperature, the lower the cooling performance of the piston by the oil jet.

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、エンジンに容量可変形のオイルポンプを装備して、その容量を前記油圧の制御目標値に基づいて変更し、オイルポンプの吐出圧を制御することである。但し、容量可変形のオイルポンプは装備せず、開度を連続的に調整可能な流量制御バルブなどを用いることもできる。   By the way, in order to control the hydraulic pressure of the engine so that it becomes the control target value set by the target hydraulic pressure setting unit as described above, it is preferable to equip the engine with a variable capacity oil pump and its capacity. Is changed based on the control target value of the oil pressure, and the discharge pressure of the oil pump is controlled. However, it is also possible to use a flow rate control valve or the like that can adjust the opening continuously without providing a variable capacity oil pump.

本発明に係るエンジンの油圧制御装置によると、オイルジェットによりピストンへ直接、オイルを噴射する場合に、エンジンの運転状態に基づいて、推定されるピストンの温度状態が高い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とともに、この制御目標値をピストン時定数を用いて補正することにより、過渡時においてもピストンの実際の温度状態に対応するよう適切に油圧を制御して、ピストンの冷却性能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、燃費を改善することができる。   According to the hydraulic control apparatus for an engine according to the present invention, when oil is directly injected into a piston by an oil jet, the higher the estimated piston temperature state, the higher the value on the basis of the engine operating state. In this way, by setting the control target value of the hydraulic pressure and correcting this control target value using the piston time constant, the hydraulic pressure is controlled appropriately so as to correspond to the actual temperature state of the piston even during a transition. The oil pump drive load can be reduced as much as possible and the fuel consumption can be improved while sufficiently ensuring the cooling performance of the piston.

本発明の実施の形態に係るエンジンの概略構成例を示す図である。It is a figure which shows the example of schematic structure of the engine which concerns on embodiment of this invention. エンジンの燃焼室およびその周辺部の構造を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the structure of the combustion chamber of an engine, and its peripheral part. エンジンのオイル供給系統の概略を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the outline of the oil supply system of an engine. エンジンのオイルポンプの構造を示す断面図であって、ポンプ容量が最大の状態を示す。It is sectional drawing which shows the structure of the oil pump of an engine, Comprising: A pump capacity | capacitance shows the state of the maximum. オイルポンプの容量が最小の状態を示す図４相当図である。FIG. 5 is a view corresponding to FIG. 4 illustrating a state where the capacity of the oil pump is minimum. ＯＣＶへの電流指令値とポンプ吐出圧との関係を示すグラフ図である。It is a graph which shows the relationship between the electric current command value to OCV, and a pump discharge pressure. エンジンの回転数および負荷率とピストン温度との関係を示す特性図である。It is a characteristic view which shows the relationship between the rotation speed and load factor of an engine, and piston temperature. 加速の過渡時におけるピストン温度の上昇遅れの一例を示すグラフ図である。It is a graph which shows an example of the rise delay of piston temperature at the time of the transition of acceleration. (a)は、エンジンの油圧制御の全体的な制御動作を示すフローチャートであり、(b)は、目標油圧の設定について示すフローチャートである。(a) is a flowchart showing an overall control operation of engine oil pressure control, and (b) is a flowchart showing setting of a target oil pressure. エンジンの吸気量に対応づけてピストン時定数を設定したマップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the map which set the piston time constant corresponding to the engine intake air amount. 他の実施形態に係る図９(b)相当図であって、(a)は油温を加味する場合を、(b)はさらに空燃比を加味する場合を、それぞれ示す。FIG. 9B is a diagram corresponding to FIG. 9B, in which (a) shows the case where the oil temperature is taken into account, and (b) shows the case where the air-fuel ratio is further taken into account. 図１１(b)のフローにさらに気筒内圧、排気温または点火時期を加味する他の実施形態に係る図９(b)相当図であって、(a)は気筒内圧を加味する場合を、(b)は排気温を加味する場合を、(c)は点火時期を加味する場合をそれぞれ示す。FIG. 9 (b) is a view corresponding to FIG. 9 (b) according to another embodiment in which the cylinder internal pressure, the exhaust temperature or the ignition timing is further added to the flow of FIG. b) shows the case where the exhaust temperature is taken into account, and (c) shows the case where the ignition timing is taken into account.

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

−エンジン−
まず、ディーゼルエンジン１（以下、単にエンジン１ともいう）の概略構成について説明すると、図１には模式的に示すようにエンジン１は、一例として直列４気筒エンジンであって、４つのシリンダ１２（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）に接続されている。また、シリンダヘッド１ａの反対側（図の下側）には、４つのシリンダ１２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が接続されている。 -Engine-
First, a schematic configuration of a diesel engine 1 (hereinafter also simply referred to as an engine 1) will be described. As schematically shown in FIG. 1, the engine 1 is an in-line four-cylinder engine as an example, and includes four cylinders 12 ( An intake passage 2 for supplying air (intake) to each of the cylinders) is connected to one side (upper side in the figure) of the cylinder head 1a. Further, an exhaust passage 3 for discharging burned gas (exhaust gas) from each of the four cylinders 12 is connected to the opposite side (lower side in the figure) of the cylinder head 1a.

すなわち、図２を参照して後述するように、エンジン１のシリンダブロック１ｂには円筒状のシリンダ１２が４つ（同図には１つのみ示す）形成され、その内部にそれぞれピストン１３が収容されている。このピストン１３の頂面１３ａとシリンダヘッド１ａの下面との間に燃焼室１１が区画され、吸気ポート１５および排気ポート１６によってそれぞれ前記の吸気通路２および排気通路３に連通されるようになっている。   That is, as will be described later with reference to FIG. 2, the cylinder block 1b of the engine 1 is formed with four cylindrical cylinders 12 (only one is shown in the figure), and the pistons 13 are accommodated therein. Has been. A combustion chamber 11 is defined between the top surface 13a of the piston 13 and the lower surface of the cylinder head 1a, and communicates with the intake passage 2 and the exhaust passage 3 through an intake port 15 and an exhaust port 16, respectively. Yes.

図１に表れているように、吸気通路２の下流側（吸気流の下流側）は、各シリンダ１２に吸気を分配するインテークマニホールド２ａとされている。この吸気通路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、これにより圧縮された高温の空気を冷却するインタークーラ７、吸気絞り弁（ディーゼルスロットル）８などが配設されている。   As shown in FIG. 1, the downstream side of the intake passage 2 (downstream side of the intake flow) is an intake manifold 2 a that distributes intake air to each cylinder 12. On the upstream side of the intake passage 2, an air cleaner 6 that filters air, a compressor impeller 24 of a turbocharger 20 that will be described later, an intercooler 7 that cools hot air compressed thereby, and an intake throttle valve (diesel throttle) 8 Etc. are arranged.

また、排気通路３の上流側（排気流の上流側）は、各シリンダ１２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であり、その下流側にはターボチャージャ２０のタービンホイール２２、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。   Further, the upstream side of the exhaust passage 3 (upstream side of the exhaust flow) is an exhaust manifold 3a where the exhaust flows from the cylinders 12 merge, and on the downstream side thereof, the turbine wheel 22 of the turbocharger 20, the exhaust purification device. 9 etc. are arranged. As an example, the exhaust purification device 9 includes a NOx storage catalyst (NSR catalyst: NOx Storage Reduction catalyst) 9a and a DPNR catalyst (Diesel Particulate-NOx Reduction catalyst) 9b.

なお、ターボチャージャ２０は、排気流の力で吸気を過給するもので、排気通路３のタービンハウジング２１に収容されたタービンホイール２２が、排気の流れを受けて回転される。一方、吸気通路２のコンプレッサハウジング２３にはコンプレッサインペラ２４が収納されて、タービンシャフト２５によりタービンホイール２２に連結されている。これによりタービンホイール２２と一体にコンプレッサインペラ２４が回転し、吸気を圧縮しながら送り出す（過給）。   The turbocharger 20 supercharges intake air by the force of the exhaust flow, and the turbine wheel 22 accommodated in the turbine housing 21 of the exhaust passage 3 is rotated by receiving the exhaust flow. On the other hand, a compressor impeller 24 is accommodated in the compressor housing 23 of the intake passage 2 and is connected to the turbine wheel 22 by a turbine shaft 25. As a result, the compressor impeller 24 rotates integrally with the turbine wheel 22 and sends out the intake air while compressing it (supercharging).

本実施形態におけるターボチャージャ２０は、可変ノズル式ターボチャージャであって、タービンホイール２２を取り囲むように配設された複数のノズルベーン２６によって排気の流速を変更可能になっている。ノズルベーン２６は、図示しないリンク機構などを介して電動のアクチュエータ２７により動作され、その角度が変更される。   The turbocharger 20 in the present embodiment is a variable nozzle type turbocharger, and the exhaust flow velocity can be changed by a plurality of nozzle vanes 26 arranged so as to surround the turbine wheel 22. The nozzle vane 26 is operated by an electric actuator 27 via a link mechanism (not shown) and the angle thereof is changed.

また、本実施形態では排気通路３におけるエキゾーストマニホールド３ａとの接続部付近から分岐して吸気通路２まで延び、排気の一部を吸気通路２に還流させるＥＧＲ通路１０が設けられている。このＥＧＲ通路１０には、排気の還流量を調整するためのＥＧＲバルブ１０ａと、ＥＧＲガスを冷却するためのＥＧＲクーラ１０ｂとが設けられている。   Further, in the present embodiment, an EGR passage 10 is provided that branches from the vicinity of the connection portion of the exhaust passage 3 to the exhaust manifold 3 a and extends to the intake passage 2 to recirculate part of the exhaust to the intake passage 2. The EGR passage 10 is provided with an EGR valve 10a for adjusting the exhaust gas recirculation amount and an EGR cooler 10b for cooling the EGR gas.

ここで、エンジン１の燃焼室１１およびその周辺部の構造について、図２を参照して説明する。図示のようにシリンダ１２内には、その中心線Ｐに沿って図の上下方向に往復動するようにピストン１３が収容されている。ピストン１３は、図の下方に延びるコネクティングロッド１４によってクランクシャフト（図示省略）と連結され、その往復動とクランクシャフトの回転運動とが相互に変換されるようになっている。   Here, the structure of the combustion chamber 11 of the engine 1 and its peripheral part will be described with reference to FIG. As shown in the figure, a piston 13 is accommodated in the cylinder 12 so as to reciprocate in the vertical direction in the drawing along the center line P thereof. The piston 13 is connected to a crankshaft (not shown) by a connecting rod 14 extending downward in the figure, and the reciprocating motion and the rotational motion of the crankshaft are mutually converted.

一方、ピストン１３の頂面１３ａの略中央部には、キャビティ（凹陥部）１３ｂが凹設されて、シリンダ１２内に区画される燃焼室１１の一部を構成している。また、ピストン１３の頂面１３ａの上方に対向してシリンダヘッド１ａの下面には、吸気ポート１５および排気ポート１６がそれぞれ開口しており、この各開口部がそれぞれ吸気バルブ１７および排気バルブ１８によって開閉されるようになっている。   On the other hand, a cavity (concave portion) 13 b is formed in a substantially central portion of the top surface 13 a of the piston 13 to constitute a part of the combustion chamber 11 partitioned in the cylinder 12. Further, an intake port 15 and an exhaust port 16 are opened on the lower surface of the cylinder head 1a so as to face the top surface 13a of the piston 13, and these openings are respectively formed by an intake valve 17 and an exhaust valve 18. It is designed to be opened and closed.

また、シリンダヘッド１ａには、燃焼室１１の内部へ直接、燃料を噴射するようにインジェクタ１９が配設されている。このインジェクタ１９は例えばピエゾインジェクタであって、シリンダ中心線Ｐに沿う起立姿勢で燃焼室１１の略中央上部に配設されており、図に表れているようにピストン１３が上死点付近に位置するときに、そのキャビティ１３ｂ内に向かって燃料を噴射する。   The cylinder head 1 a is provided with an injector 19 so as to inject fuel directly into the combustion chamber 11. The injector 19 is, for example, a piezo injector, and is disposed in a substantially central upper portion of the combustion chamber 11 in a standing posture along the cylinder center line P. As shown in the figure, the piston 13 is positioned near the top dead center. Then, fuel is injected into the cavity 13b.

さらに、本実施形態では前記ピストン１３に向かって直接、エンジンオイルを噴射するようにオイルジェット３０が設けられている。すなわち、図２では左側に示すシリンダブロック１ｂの排気側の側壁の下部には、シリンダ列方向（図では紙面に直交する方向）に延びるようにオイルジェットギャラリ３１が形成され、これに連通するようシリンダ１２毎にピストンジェットノズル３２（以下、単にノズル３２ともいう）が配設されている。   Furthermore, in this embodiment, an oil jet 30 is provided so as to inject engine oil directly toward the piston 13. That is, in FIG. 2, an oil jet gallery 31 is formed at the lower part of the exhaust-side side wall of the cylinder block 1b shown on the left side so as to extend in the cylinder row direction (direction orthogonal to the paper surface in the figure), and communicates with this. Each cylinder 12 is provided with a piston jet nozzle 32 (hereinafter also simply referred to as a nozzle 32).

図示の例ではノズル３２は、シリンダブロック１ｂの側壁からクランクケース内方に向かって略水平に延びた後に、Ｌ字状に湾曲して上方に延びていて、その上端に噴射孔が開口している。そして、後述するオイル供給系統４からオイルジェットギャラリ３１を経て供給されるエンジンオイルが、ノズル３２の先端（上端）の噴射孔から上方のピストン１３の裏側に向かって噴射される（図２の矢印Ｏを参照）。   In the example shown in the drawing, the nozzle 32 extends substantially horizontally from the side wall of the cylinder block 1b toward the inside of the crankcase, then curves upward in an L shape, and has an injection hole opened at its upper end. Yes. Engine oil supplied from an oil supply system 4 to be described later through an oil jet gallery 31 is injected from the injection hole at the tip (upper end) of the nozzle 32 toward the back side of the upper piston 13 (arrow in FIG. 2). O).

但し、本実施形態のノズル３２には、図示は省略するがチェック弁が内蔵されており、オイルジェットギャラリ３１から作用する油圧が所定圧未満であれば、前記のようなオイルの噴射は行われない。オイルジェットギャラリ３１からの油圧が所定圧以上になると、チェック弁が開放されて、流入したオイルが前記のようにノズル３２の上端から噴射されるようになる。   However, although not shown, the nozzle 32 of the present embodiment has a built-in check valve. If the hydraulic pressure acting from the oil jet gallery 31 is less than a predetermined pressure, the above-described oil injection is performed. Absent. When the oil pressure from the oil jet gallery 31 becomes equal to or higher than a predetermined pressure, the check valve is opened and the inflowed oil is injected from the upper end of the nozzle 32 as described above.

また、図２に表れているように、４つのシリンダ１２を取り囲んでシリンダブロック１ｂの側壁にはウォータジャケットｗが形成され、吸気側（図の右側）のウォータジャケットｗに臨んで水温センサ１０５が配設されている。また、前記図１にのみ示すがエンジン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なども配設されている。   Further, as shown in FIG. 2, a water jacket w is formed on the side wall of the cylinder block 1b so as to surround the four cylinders 12, and the water temperature sensor 105 faces the water jacket w on the intake side (right side in the figure). It is arranged. Although only shown in FIG. 1, the engine 1 includes a crank angle sensor 101 that detects the rotation angle of the crankshaft to calculate the engine speed Ne, and a flow rate of intake air (intake amount Ga) flowing through the intake passage 2. An air flow meter 102 for detection is also provided.

それらクランク角センサ１０１、エアフローメータ１０２などの各種センサ、スイッチから出力される信号は、図１に破線で示すようにＥＣＵ（Electronic Control Unit）１００に入力される。詳しい説明は省略するがＥＣＵ１００は、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、例えばディーゼルスロットル８のアクチュエータに指令信号を出力して、吸気量を制御するとともに、図１には示さないインジェクタ１９にも指令信号を出力して、燃料噴射量などを制御する。   Signals output from various sensors and switches such as the crank angle sensor 101 and the air flow meter 102 are input to an ECU (Electronic Control Unit) 100 as indicated by a broken line in FIG. Although detailed description is omitted, the ECU 100 has a general configuration including a CPU, a ROM, a RAM, a backup RAM, and the like. For example, the ECU 100 outputs a command signal to the actuator of the diesel throttle 8 to control the intake air amount. A command signal is also output to an injector 19 not shown in FIG. 1 to control the fuel injection amount and the like.

また、ＥＣＵ１００は、ターボチャージャ２０の電動アクチュエータ２７にも指令信号を出力するとともに、以下に説明するようにオイル供給系統４の油圧を制御するために、オイルポンプ５の制御弁（ＯＣＶ６０：図３〜５を参照）にも指令信号を出力する。   The ECU 100 also outputs a command signal to the electric actuator 27 of the turbocharger 20 and controls the oil pump 5 control valve (OCV 60: FIG. 3) to control the oil pressure of the oil supply system 4 as described below. The command signal is also output.

−エンジンのオイル供給系統−
図３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、シリンダヘッド１ａおよびシリンダブロック１ｂからなるエンジン１の本体部分の外形を仮想線で示す。図示のようにシリンダブロック１ｂの下部にはオイルパン１ｃが取り付けられて、ピストン１３やクランクジャーナル、或いは、吸気バルブ１７および排気バルブ１８を駆動する動弁系のカムジャーナルなど、エンジン１の各被潤滑部から還流されたオイルが貯留されている。 -Engine oil supply system-
FIG. 3 shows an outline of the oil supply system 4 of the engine 1. In the figure, the outline of the main body portion of the engine 1 composed of the cylinder head 1a and the cylinder block 1b is indicated by phantom lines. As shown in the figure, an oil pan 1c is attached to the lower part of the cylinder block 1b, and each cover of the engine 1 such as a piston 13 and a crank journal, or a cam journal of a valve system for driving the intake valve 17 and the exhaust valve 18 is used. The oil recirculated from the lubrication part is stored.

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

一方、オイルポンプ５の吐出ポート５０ｅには、シリンダブロック１ｂ内に形成された第１オイル通路４２の上流端が連通し、この第１オイル通路４２の下流端がオイルクーラ４３に接続されている。オイルクーラ４３は、エンジン冷却水との間で熱交換を行うことによりオイルを冷却する。冷却されたオイルは、シリンダブロック１ｂ内に形成された第２オイル通路４４を流通してオイルフィルタ４５に送られる。   On the other hand, the upstream end of the first oil passage 42 formed in the cylinder block 1 b communicates with the discharge port 50 e of the oil pump 5, and the downstream end of the first oil passage 42 is connected to the oil cooler 43. . The oil cooler 43 cools the oil by exchanging heat with the engine cooling water. The cooled oil flows through the second oil passage 44 formed in the cylinder block 1b and is sent to the oil filter 45.

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し、こうして濾過されたオイルが第３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により前記の被潤滑部などに分配する。   The oil filter 45 filters foreign matters and impurities in the oil by the filter element, and the oil thus filtered flows through the third oil passage 46 and is sent to the main gallery 47. The main gallery 47 is formed in the cylinder block 1b so as to extend, for example, in the cylinder row direction, and maintains a predetermined pressure of the oil sent as described above, and a plurality of oil passages branching therefrom. To distribute to the parts to be lubricated.

例えば、図示は省略するがメインギャラリ４７の長手方向に等間隔で分岐し、それぞれ下方に延びる分岐オイル通路によって、クランクジャーナルにオイルが供給される。また、メインギャラリ４７から上方に延びる分岐オイル通路によって、シリンダヘッド１ａの動弁系にオイルが供給される。さらに、メインギャラリ４７から概ね水平に延びる分岐オイル通路４８によって、オイルジェットギャラリ３１にオイルが供給される。   For example, although not shown, oil is supplied to the crank journal by branch oil passages that branch at equal intervals in the longitudinal direction of the main gallery 47 and extend downward. Further, oil is supplied to the valve operating system of the cylinder head 1 a through a branch oil passage extending upward from the main gallery 47. Further, oil is supplied to the oil jet gallery 31 through a branch oil passage 48 that extends substantially horizontally from the main gallery 47.

そして、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ている。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。   The hydraulic pressure of the main gallery 47 is maintained in a predetermined state in order to make the flow rate and hydraulic pressure of the oil distributed to the lubricated portion of the engine 1 appropriate. That is, the oil pressure sensor 103 is disposed in the main gallery 47, and a signal output from the oil pressure sensor 103 is input to the ECU 100, and the capacity of the oil pump 5 is variably controlled as described below. The oil pan 1c is provided with an oil temperature sensor 104, and a signal output from the oil temperature sensor 104 is also input to the ECU 100.

−オイルポンプ−
次に、オイルポンプ５の構造について図４を参照して詳細に説明する。図示の例ではオイルポンプ５は、入力軸５ａにより回転される外歯車のドライブロータ５１と、これに噛み合って回転される内歯車のドリブンロータ５２と、そのドリブンロータ５２を外周から回転自在に保持する調整リング５３と、をハウジング５０内に収容してなる。調整リング５３は、後述するようにドライブロータ５１およびドリブンロータ５２を変位させることにより、ポンプ容量を変更するものである。 -Oil pump-
Next, the structure of the oil pump 5 will be described in detail with reference to FIG. In the illustrated example, the oil pump 5 holds an external gear drive rotor 51 rotated by an input shaft 5a, an internal gear driven rotor 52 rotated by meshing with the drive rotor 51, and the driven rotor 52 rotatably held from the outer periphery. The adjustment ring 53 is accommodated in the housing 50. The adjustment ring 53 changes the pump capacity by displacing the drive rotor 51 and the driven rotor 52 as will be described later.

ハウジング５０は全体としては厚肉の板状であり、図４に示すようにエンジン後方から見た平面視では左右に長い楕円形状とされ、図の右上部から右側に向かって突出部５０ａが、また、図の左下部からは下方に向かって突出部５０ｂが、それぞれ形成されている。また、ハウジング５０の全体に後方、即ちエンジン１の内方（図の手前側）に向かって開放された凹部５０ｃが形成されている。   The housing 50 is a thick plate as a whole, and as shown in FIG. 4, the housing 50 has an elliptical shape that is long to the left and right in a plan view when viewed from the rear of the engine. Moreover, the protrusion part 50b is formed toward the downward direction from the lower left part of a figure, respectively. In addition, a recess 50c that is open toward the rear, that is, the inner side of the engine 1 (the front side in the drawing) is formed in the entire housing 50.

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

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

一方、ドリブンロータ５２は円環状に形成され、その内周には前記ドライブロータ５１の外歯５１ａと噛み合うよう、これより歯数が１歯大きい（図示の例では１２個の）内歯５２ａが形成されている。ドリブンロータ５２の中心は、ドライブロータ５１の中心に対して所定量、偏心しており、その偏心している側（図４の左上側）でドライブロータ５１の外歯５１ａとドリブンロータ５２の内歯５２ａとが噛み合っている。   On the other hand, the driven rotor 52 is formed in an annular shape, and has inner teeth 52a that are one tooth larger than the inner teeth 52a (12 in the illustrated example) so as to mesh with the outer teeth 51a of the drive rotor 51. Is formed. The center of the driven rotor 52 is eccentric by a predetermined amount with respect to the center of the drive rotor 51, and the outer teeth 51 a of the drive rotor 51 and the inner teeth 52 a of the driven rotor 52 on the eccentric side (the upper left side in FIG. 4). Are engaged.

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

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

すなわち、２つのロータ５１，５２の歯が互いに噛み合う位置から、図に矢印で示すロータ回転方向に約１８０度に亘る範囲（図４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４では右上側の範囲）では、ロータ５１，５２の回転に連れて徐々に作動室Ｒの容積が減少してゆき、オイルを加圧しながら吐出する吐出範囲となる。   That is, in a range extending from the position at which the teeth of the two rotors 51 and 52 mesh with each other to about 180 degrees in the rotor rotation direction indicated by the arrow in the drawing (the lower left side range in FIG. 4), the two rotors 51 and 52 rotate. Accordingly, the volume of the working chamber R gradually increases, and an intake range for sucking oil is obtained. On the other hand, in the remaining range of about 180 degrees (the upper right side range in FIG. 4), the volume of the working chamber R gradually decreases as the rotors 51 and 52 rotate, and oil is discharged while being pressurized. The discharge range.

そして、それらの吸入範囲および吐出範囲にそれぞれ対応するように、ハウジング５０およびカバーに吸入ポートおよび吐出ポートが形成されている。図４にはハウジング５０の吸入ポート５０ｄおよび吐出ポート５０ｅのみを示すが、この吸入ポート５０ｄは、ハウジング５０の収容凹部５０ｃの底面において前記の吸入領域に対応するように開口し、同じく吐出領域に対応するように吐出ポート５０ｅが開口している。   A suction port and a discharge port are formed in the housing 50 and the cover so as to correspond to the suction range and the discharge range, respectively. FIG. 4 shows only the suction port 50d and the discharge port 50e of the housing 50. The suction port 50d opens at the bottom surface of the housing recess 50c of the housing 50 so as to correspond to the suction region, and is also in the discharge region. The discharge port 50e is opened so as to correspond.

吸入ポート５０ｄは、図ではハウジング５０の左下側に位置して、図示しないカバーの吸入ポートと連通しており、これを介してオイルストレーナの吸入管路に連通している。一方、吐出ポート５０ｅはハウジング５０の右上側に位置して、図示しないカバーの吐出ポートと連通するとともに、ハウジング５０の突出部５０ａに対応するように図の右側に向かって延びていて、オイルフィルタ４５に向かう連通路６ａに至る。   The suction port 50d is located on the lower left side of the housing 50 in the drawing, and communicates with a suction port of a cover (not shown), and communicates with the suction line of the oil strainer via this. On the other hand, the discharge port 50e is located on the upper right side of the housing 50, communicates with a discharge port of a cover (not shown), and extends toward the right side of the drawing so as to correspond to the protruding portion 50a of the housing 50. It reaches the communication path 6a toward 45.

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

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

詳しくは図４に表れているように、調整リング５３の本体部５３ａから径方向外方に延びるアーム部５３ｄには、圧縮コイルスプリング５４からの押圧力が作用しており、これによって調整リング５３が図の時計回りに回動しながら、少し上方に変位するように付勢されている。なお、このように変位する際の調整リング５３の軌跡は、その張出部５３ｂ，５３ｃと、これに係合されたガイドピン５５，５６とによって規定される。   Specifically, as shown in FIG. 4, a pressing force from the compression coil spring 54 acts on the arm portion 53 d that extends radially outward from the main body portion 53 a of the adjustment ring 53, and thereby the adjustment ring 53. Is biased so as to be displaced slightly upward while rotating clockwise in the figure. The locus of the adjustment ring 53 at the time of such displacement is defined by the projecting portions 53b and 53c and the guide pins 55 and 56 engaged therewith.

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

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

一方で調整リング５３は、前記したようにアーム部５３ｄに作用するコイルスプリング５４の弾発力を受けて時計回りに付勢されている。このため、例えばアイドリングのようにエンジン回転数Ｎｅが低いときに調整リング５３は、コイルスプリング５４の弾発力によって図４の最大容量位置に付勢される。このとき、ドライブロータ５１およびドリブンロータ５２の１回転当たりに、吸入ポート５０ｄから吸い込んで吐出ポート５０ｅから吐出するオイルの量、即ちポンプ容量が最大になる。   On the other hand, the adjustment ring 53 is urged clockwise by receiving the resilient force of the coil spring 54 acting on the arm portion 53d as described above. Therefore, for example, when the engine speed Ne is low as in idling, the adjustment ring 53 is urged to the maximum capacity position in FIG. 4 by the elastic force of the coil spring 54. At this time, per one rotation of the drive rotor 51 and the driven rotor 52, the amount of oil sucked from the suction port 50d and discharged from the discharge port 50e, that is, the pump capacity is maximized.

この状態からエンジン回転数Ｎｅが上昇すると、オイルの吐出量の増大によって吐出圧Ｐも増大傾向となるので、高圧空間ＴＨの油圧を受けて調整リング５３は、コイルスプリング５４の弾発力に抗して反時計回りに変位するようになる。これによりポンプ容量は減少するので、回転数が上昇しても吐出量および吐出圧Ｐの増大は抑制される。そして、図５に示すように調整リング５３が最小容量位置に位置づけられると、１回転当たりの吐出量は最小になる。   When the engine speed Ne increases from this state, the discharge pressure P also tends to increase due to the increase in the oil discharge amount. Therefore, the adjustment ring 53 resists the resilience of the coil spring 54 in response to the oil pressure in the high-pressure space TH. As a result, it is displaced counterclockwise. As a result, the pump capacity is reduced, so that the increase in the discharge amount and the discharge pressure P is suppressed even if the rotational speed increases. As shown in FIG. 5, when the adjustment ring 53 is positioned at the minimum capacity position, the discharge amount per one rotation is minimized.

さらに、本実施形態では、図４、５にそれぞれ示すように、ハウジング５０内において高圧空間ＴＨに隣接するように制御空間ＴＣを設けて、ここに電子制御式の制御弁６０（Oil Control Vale：以下、ＯＣＶという）からの制御油圧を供給するようにしている。制御空間ＴＣの油圧は調整リング５３を、前記のようにオイルポンプ５の容量が減少する向きに変位させるような力を発生させる。   Further, in the present embodiment, as shown in FIGS. 4 and 5, a control space TC is provided in the housing 50 so as to be adjacent to the high-pressure space TH, and an electronically controlled control valve 60 (Oil Control Vale: Hereinafter, the control hydraulic pressure from the OCV) is supplied. The hydraulic pressure in the control space TC generates a force that displaces the adjustment ring 53 in the direction in which the capacity of the oil pump 5 decreases as described above.

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

同様に調整リング５３のアーム部５３ｄの先端には第３のシール材５９が配設されて、対向するハウジング５０の壁部の内面と摺接するようになっている。なお、これら第２および第３のシール材５８，５９、および、前記した第１のシール材５７は、いずれも調整リング５３の厚み（図４、５の紙面に直行する方向の寸法）と同程度の寸法を有し、耐摩耗性に優れた金属材や樹脂材にて形成されている。   Similarly, a third seal material 59 is disposed at the tip of the arm portion 53d of the adjustment ring 53 so as to be in sliding contact with the inner surface of the wall portion of the housing 50 facing the adjustment ring 53. The second and third sealing materials 58 and 59 and the first sealing material 57 described above all have the same thickness as the adjustment ring 53 (dimension in the direction perpendicular to the paper surface of FIGS. 4 and 5). It is made of a metal material or resin material having a size of about and excellent in wear resistance.

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

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

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

例えば、ＯＣＶ６０からの制御油圧を増大させることによって、制御空間ＴＣの油圧が増大すると調整リング５３が図４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４の時計回りに変位し、ポンプ容量が増大して、その吐出圧Ｐも増大するようになる。   For example, when the control hydraulic pressure from the OCV 60 is increased, when the hydraulic pressure in the control space TC increases, the adjustment ring 53 is displaced counterclockwise in FIG. 4 and the pump capacity is reduced, so that the discharge amount of the oil pump 5 is reduced. The discharge pressure P decreases. On the other hand, when the control hydraulic pressure is lowered, the adjustment ring 53 is displaced clockwise in FIG. 4, the pump capacity is increased, and the discharge pressure P is also increased.

−油圧の制御−
次に、前記のようにオイルポンプ５の容量を変更し、その吐出圧Ｐを調整することで、メインギャラリ４７の油圧を好適に維持する油圧制御装置の動作について、より詳細に説明する。図６は、ＥＣＵ１００からＯＣＶ６０への指令信号、即ちＯＣＶ電流指令値（一例として制御デューティー）と、オイルポンプ５の吐出圧Ｐとの関係を示す。この図からＯＣＶ電流指令値を大きくすれば、ポンプ回転数が高くなっても吐出圧Ｐを低く保つことができる一方、ＯＣＶ電流指令値を小さくすれば吐出圧Ｐは高くなっており、オイルポンプ５の吐出圧Ｐを任意に制御できることが分かる。 -Hydraulic control-
Next, the operation of the hydraulic control apparatus that suitably maintains the hydraulic pressure of the main gallery 47 by changing the capacity of the oil pump 5 and adjusting the discharge pressure P as described above will be described in more detail. FIG. 6 shows a relationship between a command signal from the ECU 100 to the OCV 60, that is, an OCV current command value (control duty as an example) and the discharge pressure P of the oil pump 5. From this figure, if the OCV current command value is increased, the discharge pressure P can be kept low even if the pump rotational speed is increased. On the other hand, if the OCV current command value is decreased, the discharge pressure P is increased. It can be seen that the discharge pressure P of 5 can be arbitrarily controlled.

ここで、エンジン１の燃費を低減するためには、できるだけオイルポンプ５の駆動負荷を軽減することが好ましいが、一方でピストン１３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、エンジン１の高回転ないし高負荷においては被潤滑部に十分な油量および油圧を供給するために、メインギャラリ４７の油圧は高めに維持する必要があり、一方、低回転ないし低負荷では油圧を低めに維持して、オイルポンプ５の駆動負荷を軽減したい。   Here, in order to reduce the fuel consumption of the engine 1, it is preferable to reduce the driving load of the oil pump 5 as much as possible. On the other hand, in order to properly supply oil to the lubricated parts such as the piston 13 and the crank journal. Must maintain the hydraulic pressure of the main gallery 47 to some extent. That is, in order to supply a sufficient amount of oil and hydraulic pressure to the lubricated portion at a high rotation or high load of the engine 1, the main gallery 47 needs to be maintained at a high hydraulic pressure, while at a low rotation or low load. I want to reduce the drive load of the oil pump 5 by keeping the oil pressure low.

そこで従来より、エンジン１の運転状態（例えばエンジン回転数Ｎｅや吸気量Ｇａ、負荷率ＫＬ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。また、一例を図７に示すように、エンジン１の運転状態とピストン１３の温度状態（ピストン温度Ｔｐ）との間には、エンジン回転数Ｎｅが高いほど、また、負荷率ＫＬが高いほど、ピストン温度Ｔｐも高くなるという関係がある。   Therefore, conventionally, the current command value to the OCV 60 is changed according to the operating state of the engine 1 (for example, the engine speed Ne, the intake air amount Ga, the load factor KL, etc.), and the capacity of the oil pump 5 is adjusted as described above. Therefore, it has been proposed to control the discharge pressure P as low as possible. Further, as shown in FIG. 7, between the operating state of the engine 1 and the temperature state of the piston 13 (piston temperature Tp), the higher the engine speed Ne and the higher the load factor KL, There is a relationship that the piston temperature Tp also increases.

このことから、前記の提案のようにエンジン１の運転状態に応じてオイルポンプ５の吐出圧Ｐを調整すれば、自ずとピストン温度Ｔｐの高いときほど、メインギャラリ４７の油圧も高めに維持されて、オイルジェット３０へ概ね必要な油圧が供給されるようになる。よって、ピストン１３の受熱量が大きな高回転ないし高負荷において、オイルジェット３０からのオイルの噴射量が多くなる。   From this, if the discharge pressure P of the oil pump 5 is adjusted according to the operating state of the engine 1 as described above, the higher the piston temperature Tp is, the higher the hydraulic pressure of the main gallery 47 is maintained. In general, a necessary hydraulic pressure is supplied to the oil jet 30. Therefore, the amount of oil injected from the oil jet 30 increases at high rotations or loads with a large amount of heat received by the piston 13.

一方、前記の提案のようにエンジン１の運転状態に応じてオイルポンプ５の吐出圧Ｐを調整すれば、自ずとピストン温度Ｔｐの低いときほど、メインギャラリ４７の油圧も低くなり、オイルポンプの駆動負荷を軽減することができる。   On the other hand, if the discharge pressure P of the oil pump 5 is adjusted according to the operating state of the engine 1 as described above, the oil pressure of the main gallery 47 is naturally lowered as the piston temperature Tp is lower, and the oil pump is driven. The load can be reduced.

しかしながら、エンジン１の運転状態がそのままピストン温度Ｔｐを表しているわけではなく、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は、その運転状態とピストン温度Ｔｐとの間に時間的なズレが生じることから、前記のようにエンジン１の運転状態に応じて油圧を制御するのみでは、オイルジェット３０によるピストン１３へのオイル噴射量が一時的に過剰になったり、反対に不足したりすることがある。   However, the operating state of the engine 1 does not represent the piston temperature Tp as it is, and during a transition in which the operating state of the engine 1 changes suddenly more than a predetermined value, there is a time between the operating state and the piston temperature Tp. Therefore, if the oil pressure is controlled only in accordance with the operating state of the engine 1 as described above, the oil injection amount to the piston 13 by the oil jet 30 temporarily becomes excessive, or conversely insufficient. Sometimes.

すなわち、例えば、アクセルペダルの踏み込みに応じてエンジン１の負荷率ＫＬが急上昇するときには、図８に実線や破線のグラフで示すように遅れてピストン温度Ｔｐが上昇することになる。図の例では時刻ｔ１から負荷率ＫＬがステップ状に立ち上がっており、これに応じて油圧を上昇させると、時刻ｔ２まではピストン温度Ｔｐの上昇に応答遅れがあるにもかかわらず、オイルポンプ５の駆動負荷が増大することになる。   That is, for example, when the load factor KL of the engine 1 suddenly rises in response to depression of the accelerator pedal, the piston temperature Tp rises with a delay as shown by the solid line or broken line graph in FIG. In the example shown in the figure, the load factor KL rises in a step shape from time t1, and when the oil pressure is increased accordingly, the oil pump 5 is up to time t2 even though there is a response delay in increasing the piston temperature Tp. The driving load increases.

また、図示は省略するが、例えば高負荷での運転後にアクセルペダルが離されて、負荷率ＫＬが急に低くなっても、ピストン温度Ｔｐはすぐには低下せず、暫くの間は冷却のために或る程度の油量を必要とする。このときには、その負荷率ＫＬの低下に応じて油圧を低下させてしまうと、オイルジェット３０によるピストン１３へのオイルの噴射量が不足してしまい、一時的にピストン温度Ｔｐが上昇し過ぎることがあり、ダメージを与える虞もある。   Although illustration is omitted, for example, even if the accelerator pedal is released after operation at a high load and the load factor KL suddenly decreases, the piston temperature Tp does not decrease immediately, and the cooling of the piston is not performed for a while. Therefore, a certain amount of oil is required. At this time, if the hydraulic pressure is reduced in accordance with the reduction in the load factor KL, the amount of oil injected to the piston 13 by the oil jet 30 is insufficient, and the piston temperature Tp may temporarily rise excessively. Yes, there is a risk of damage.

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、推定されるピストン温度Ｔｐに対応するようにオイルポンプ５の吐出圧Ｐの目標値Ｐｔ（目標油圧）を算出し、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の吐出圧Ｐを制御する。   Considering this point, in the present embodiment, the ECU 100 (target hydraulic pressure setting unit) first sets the discharge pressure P of the oil pump 5 so as to correspond to the estimated piston temperature Tp based on the operating state of the engine 1. A target value Pt (target oil pressure) is calculated, and if the engine 1 is in a steady operation state, the discharge pressure P of the oil pump 5 is controlled based on the target oil pressure Pt.

一方、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、エンジン１の運転状態の変化に対するピストン温度Ｔｐの変化の応答遅れを考慮して、この応答遅れを表すピストン時定数τを用いて前記目標油圧Ｐｔを補正する。これにより、過渡時の実際のピストン温度Ｔｐに対応した好適な目標油圧Ｐｔを設定することができる。   On the other hand, at the time of a transient in which the operating state of the engine 1 changes suddenly more than a predetermined value, the response time of the change of the piston temperature Tp with respect to the change of the operating state of the engine 1 is taken into account, and a piston time constant τ representing this response delay is used. The target hydraulic pressure Pt is corrected. Thereby, the suitable target oil pressure Pt corresponding to the actual piston temperature Tp at the time of transition can be set.

−具体的な制御動作−
以下、図９のフローチャートを参照して具体的に、ＥＣＵ１００によって行われるオイルポンプ５の制御（油圧制御）について説明する。なお、図示の制御ルーチンは、エンジン１の運転中に一定周期（例えば数ｍｓｅｃ〜数十ミリｓｅｃ程度）毎に実行される。 -Specific control action-
Hereinafter, the control (hydraulic control) of the oil pump 5 performed by the ECU 100 will be described in detail with reference to the flowchart of FIG. The illustrated control routine is executed at regular intervals (for example, about several milliseconds to several tens of milliseconds) during operation of the engine 1.

図９(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ＫＬを算出する。   FIG. 9A shows the overall control operation of the hydraulic pressure control. First, in step ST1 after the start, predetermined information regarding the operating state of the engine 1 is acquired. For example, the engine speed Ne is calculated from the signal from the crank angle sensor 101, the intake air amount Ga is calculated from the signal from the air flow meter 102, and the engine 1 is calculated from the engine speed Ne and the intake air amount Ga or the accelerator operation amount. The load factor KL is calculated.

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

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

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

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

−目標油圧の設定−
次に、前記のステップＳＴ２における目標油圧Ｐｔの設定について詳細に説明する。図９(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。 -Target oil pressure setting-
Next, the setting of the target hydraulic pressure Pt in step ST2 will be described in detail. FIG. 9B shows an example of a routine for setting the target oil pressure Pt. By executing this routine, the ECU 100 realizes a function as a target oil pressure setting unit.

同図におけるスタート後のステップＳＴ２１では吸気量Ｇａの情報を取得し、続くステップＳＴ２２では、水温センサ１０５からの信号によってエンジン水温を算出する（水温の取得）。なお、吸気量Ｇａの情報は、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、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。エンジン水温についても同様に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。   In step ST21 after the start in the figure, information on the intake air amount Ga is acquired, and in the subsequent step ST22, the engine water temperature is calculated based on a signal from the water temperature sensor 105 (acquisition of water temperature). Note that the information on the intake air amount Ga is calculated based on the signal from the air flow meter 102 as described above, temporarily stored in the RAM or backup RAM of the ECU 100, and updated every predetermined cycle. Similarly, the engine water temperature may be read temporarily stored in the RAM or the backup RAM.

そして、ステップＳＴ２３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を算出するためのピストン時定数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ピストン温度Ｔｐ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。ピストン時定数τは、ピストン１３の熱容量に主として依存するものなので、予め適合した値を用いてもよいが、エンジン１の運転状態によってピストン１３の受熱量および放熱量が変化することも、ピストン時定数τの値に反映させることが好ましい。   In step ST23, a piston time constant τ for calculating the target oil pressure Pt at the time of transition in which the operating state of the engine 1 suddenly changes to a predetermined value or more is calculated. That is, as described above, since the piston temperature Tp changes with a delay with respect to the change in the operating state of the engine 1 during the transition, the time constant τ is used to compensate for this delay. Since the piston time constant τ mainly depends on the heat capacity of the piston 13, a value adapted in advance may be used. However, the amount of heat received and radiated by the piston 13 may vary depending on the operating state of the engine 1. It is preferable to reflect the value of the constant τ.

一例としてピストン時定数τは、図１０に示すマップを参照して算出すればよい。ピストン温度Ｔｐの変化の応答遅れは、エンジン１の吸気量Ｇａとの相関があり、吸気量Ｇａの少ないときには、エンジン１の燃焼室１１における発熱量も少なくなり、ピストン１３の温度上昇の応答遅れが比較的大きくなる。また、吸気量Ｇａの少ないときは、燃料カットの際の吸気によるピストン１３の冷却作用が弱くなるので、その温度低下の応答遅れも比較的大きくなる。   As an example, the piston time constant τ may be calculated with reference to a map shown in FIG. The response delay of the change in the piston temperature Tp has a correlation with the intake air amount Ga of the engine 1, and when the intake air amount Ga is small, the heat generation amount in the combustion chamber 11 of the engine 1 also decreases, and the response delay of the temperature increase of the piston 13 occurs. Is relatively large. Further, when the intake air amount Ga is small, the cooling action of the piston 13 by the intake air at the time of fuel cut becomes weak, so that the response delay of the temperature decrease becomes relatively large.

一方、吸気量Ｇａの多いときには燃焼室１１における発熱量も多くなるので、ピストン１３の温度上昇の応答遅れが比較的小さくなるし、燃料カットの際の吸気によるピストン１３の冷却作用も強くなる。そこで、図１０に示すマップにおいては、吸気量Ｇａの少ないときほどピストン時定数τを大きな値に設定し、反対に吸気量Ｇａの多いときほどピストン時定数τを小さな値に設定している。このようなピストン時定数τ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し、前記のマップとしてＥＣＵ１００のＲＯＭに記憶させてある。   On the other hand, when the intake air amount Ga is large, the amount of heat generated in the combustion chamber 11 also increases. Therefore, the response delay of the temperature rise of the piston 13 becomes relatively small, and the cooling action of the piston 13 by intake air at the time of fuel cut becomes strong. Therefore, in the map shown in FIG. 10, the piston time constant τ is set to a larger value as the intake air amount Ga is smaller, while the piston time constant τ is set to a smaller value as the intake air amount Ga is larger. Such a relationship between the piston time constant τ and the intake air amount Ga is adapted in advance through experiments and simulations, and is stored in the ROM of the ECU 100 as the map.

より詳しくは、図１０のマップにおいてピストン時定数τは、吸気量Ｇａの増大する温度上昇時には温度低下時に比べて小さな値に設定されている。これは、吸気量Ｇａの増大に伴いピストン１３の受熱量も増大するエンジン１の加速過渡時と、吸気量Ｇａの減少に伴いピストン１３の受熱量も減少する減速過渡時とで、それぞれ実際のピストン温度Ｔｐの変化の応答遅れに対応するものである。   More specifically, in the map of FIG. 10, the piston time constant τ is set to a smaller value when the temperature of the intake air Ga increases and when the temperature decreases. This is due to the acceleration transient of the engine 1 in which the amount of heat received by the piston 13 increases as the intake air amount Ga increases, and the deceleration transient in which the amount of heat received by the piston 13 decreases as the intake air amount Ga decreases. This corresponds to the response delay of the change in the piston temperature Tp.

すなわち、エンジン１の加速過渡時には燃焼室１１における発熱量が急速に増大し、これを受けてピストン温度Ｔｐも比較的速く上昇するので、その変化の応答遅れは比較的小さくなる。一方、減速過渡時にはピストン１３の受熱量は急速に減少するものの、その放熱量の増大は、前記加速過渡時における受熱量の増大に比べれば緩やかなので、ピストン温度Ｔｐは比較すれば緩やかな低下傾向を示し、その応答遅れは比較的大きくなるのである。   That is, during the acceleration transition of the engine 1, the amount of heat generated in the combustion chamber 11 rapidly increases, and the piston temperature Tp also rises relatively quickly in response to this, so the response delay of the change becomes relatively small. On the other hand, although the amount of heat received by the piston 13 rapidly decreases during the deceleration transition, the increase in the amount of heat release is moderate compared to the increase in the amount of heat received during the acceleration transient, and the piston temperature Tp tends to decrease gradually. The response delay is relatively large.

そして、ステップＳＴ２４では、目標油圧Ｐｔを算出する。この目標油圧Ｐｔの算出の仕方は、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っている。なお、エンジン１が定常的な運転状態にあることは、例えばエンジン回転数Ｎｅや負荷率ＫＬの時間あたりの変化量から判定することができる。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、例えばエンジン回転数Ｎｅおよび負荷率ＫＬに基づいて、エンジン水温も加味して目標油圧Ｐｔを算出する。この目標油圧Ｐｔは、エンジン１の定常的な運転状態におけるピストン温度Ｔｐに対して好適なものである
詳しくは目標油圧Ｐｔは、ＥＣＵ１００のＲＯＭに記憶させたマップを参照して算出する。このマップは、図示は省略するが、例えば上述した図７の関係を反映するように、エンジン１の負荷率ＫＬおよびエンジン回転数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、設定したものである。言い換えると、エンジン１の負荷率ＫＬおよびエンジン回転数Ｎｅに基づいて推定されるピストン温度Ｔｐに対応する好適な目標油圧Ｐｔを設定したものである。 In step ST24, the target hydraulic pressure Pt is calculated. The method of calculating the target oil pressure Pt differs depending on whether the operating state of the engine 1 is steady or transient. The fact that the engine 1 is in a steady operating state can be determined from, for example, the amount of change per hour in the engine speed Ne and the load factor KL. First, if the engine 1 is in a steady operation state, the target oil pressure Pt is calculated in consideration of the engine water temperature based on the operation state, for example, the engine speed Ne and the load factor KL. This target oil pressure Pt is suitable for the piston temperature Tp in the steady operation state of the engine 1. Specifically, the target oil pressure Pt is calculated with reference to a map stored in the ROM of the ECU 100. Although not shown in the map, for example, the target hydraulic pressure Pt corresponding to the load factor KL of the engine 1 and the engine speed Ne is adapted in advance by experiments and simulations so as to reflect the relationship of FIG. It is set. In other words, a suitable target oil pressure Pt corresponding to the piston temperature Tp estimated based on the load factor KL of the engine 1 and the engine speed Ne is set.

図示のマップにおいては負荷率ＫＬが高いほど、また、エンジン回転数Ｎｅが高いほど、目標油圧Ｐｔが高圧側の値に設定されている。よって、燃焼室１１での発熱量が大きくピストン１３の受熱量が大きいほど、推定されるピストン温度Ｔｐが高くなるのに応じて目標油圧Ｐｔが高く設定される。また、ピストン１３の放熱量はエンジン水温によって変化するので、本実施形態では目標油圧Ｐｔをエンジン水温によって補正する。   In the illustrated map, the target oil pressure Pt is set to a higher value as the load factor KL is higher and the engine speed Ne is higher. Therefore, the target oil pressure Pt is set higher as the estimated piston temperature Tp increases as the amount of heat generated in the combustion chamber 11 increases and the amount of heat received by the piston 13 increases. Further, since the heat radiation amount of the piston 13 varies depending on the engine water temperature, the target hydraulic pressure Pt is corrected based on the engine water temperature in the present embodiment.

すなわち、図示は省略するが、予め実験・シミュレーションなどによって適合し、設定したマップや演算式に従い、目標油圧Ｐｔをエンジン水温が高いほど高圧側の値になるように補正する。言い換えると、本実施形態では目標油圧Ｐｔは、基本的にエンジン１の負荷率ＫＬおよびエンジン回転数Ｎｅに基づいて設定され、エンジン水温が高いほど、推定されるピストン温度Ｔｐが高くなるのに対応して、高圧側の値に補正される。   That is, although not shown in the drawings, the target hydraulic pressure Pt is corrected so as to become a higher value as the engine water temperature is higher, according to a map or calculation formula that has been adapted in advance through experiments and simulations. In other words, in the present embodiment, the target hydraulic pressure Pt is basically set based on the load factor KL of the engine 1 and the engine speed Ne, and the estimated piston temperature Tp increases as the engine water temperature increases. Thus, the value is corrected to the value on the high pressure side.

ところで、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の際にエンジン１の運転状態が所定以上、大きく変化する過渡時には、その運転状態の変化に対し遅れてピストン温度Ｔｐ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、前記のように算出（および補正）した目標油圧Ｐｔを、さらにピストン時定数τを用いて補正する。   By the way, instead of such a steady operation state, for example, at the time of a transient in which the operation state of the engine 1 changes greatly by a predetermined value or more during acceleration operation or deceleration operation, the piston temperature Tp is delayed with respect to the change of the operation state. Will change. Therefore, the target hydraulic pressure Pt calculated (and corrected) as described above is further corrected using the piston time constant τ so as to compensate for the delay.

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

Ｐｔ(n) ←Ｐｔ(n-1)＋（Ｐｔｂ(n)−Ｐｔ(n-1)）／τ ・・・ （１）
前記の式（１）においてＰｔ(n)は、ある制御サイクル（ｎ）における目標油圧Ｐｔ、即ち、算出する目標油圧Ｐｔの今回値であり、Ｐｔ(n-1)は、前回の制御サイクルで算出した目標油圧（前回値）である。Ｐｔｂ(n)は、今回の制御サイクルで前記目標油圧のマップから算出しエンジン水温によって補正した目標油圧Ｐｔの基本値Ｐｔｂであり、τはピストン時定数である。なお、前記したように目標油圧Ｐｔ(n)の初期値はその基本値Ｐｔｂ(n)の初期値になる。 Pt (n) <-Pt (n-1) + (Ptb (n) -Pt (n-1)) / τ (1)
In the above equation (1), Pt (n) is the target oil pressure Pt in a certain control cycle (n), that is, the current value of the target oil pressure Pt to be calculated, and Pt (n-1) is the previous control cycle. This is the calculated target oil pressure (previous value). Ptb (n) is a basic value Ptb of the target hydraulic pressure Pt calculated from the target hydraulic pressure map and corrected by the engine water temperature in the current control cycle, and τ is a piston time constant. As described above, the initial value of the target hydraulic pressure Pt (n) is the initial value of the basic value Ptb (n).

前記の式（１）を用いて目標油圧Ｐｔを逐次、算出することにより、運転状態が所定以上、大きく変化する加速や減速の過渡時にも、ピストン温度Ｔｐの変化の遅れ分を補償して、実際のピストン温度Ｔｐ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、ピストン時定数τ＝１とすれば、前記の式（１）において Ｐｔ(n) ←Ｐｔｂ(n) となる。   By sequentially calculating the target oil pressure Pt using the above equation (1), even when acceleration or deceleration transients in which the operating state changes greatly by more than a predetermined value, the amount of delay in changing the piston temperature Tp is compensated, It is possible to calculate an appropriate target hydraulic pressure Pt that matches the actual piston temperature Tp. If the piston time constant τ = 1, Pt (n) ← Ptb (n) in the above equation (1).

したがって、本実施形態に係るエンジン１の油圧制御装置によると、まず、エンジン１の運転状態（エンジン水温などを含む）に応じて目標油圧Ｐｔを設定することによって、ピストン温度Ｔｐの高いときほどオイルポンプ５の吐出圧Ｐ、ひいてはメインギャラリ４７の油圧が高くなるように制御することができる。これによりオイルジェットギャラリ３１に十分な油量および油圧を供給し、ピストンジェットノズル３２からピストン１３に向かって、その冷却に十分なオイルを噴射することができる。   Therefore, according to the hydraulic control device for the engine 1 according to the present embodiment, first, the target oil pressure Pt is set according to the operating state of the engine 1 (including the engine water temperature, etc.). Control can be performed so that the discharge pressure P of the pump 5 and thus the hydraulic pressure of the main gallery 47 is increased. As a result, a sufficient amount of oil and hydraulic pressure can be supplied to the oil jet gallery 31, and sufficient oil can be injected from the piston jet nozzle 32 toward the piston 13 for cooling.

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、その運転状態の変化に対するピストン温度Ｔｐの変化の遅れを補償するピストン時定数τを用いて、前記の目標油圧Ｐｔを適切に補正することにより、過渡時においても実際のピストン温度Ｔｐに対応した適切なオイルの噴供給射を実現できる。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、ピストン１３の冷却性能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、燃費の改善を図ることができる。   In particular, when the operating state of the engine 1 is in a transient state of acceleration or deceleration where the operating state suddenly changes, the piston time constant τ that compensates for the delay in the change in the piston temperature Tp with respect to the change in the operating state is used. By appropriately correcting the hydraulic pressure Pt, it is possible to realize an appropriate oil jet supply corresponding to the actual piston temperature Tp even during a transition. Therefore, not only in the steady operating state of the engine 1, but also during acceleration and deceleration transitions, the driving load of the oil pump 5 is reduced as much as possible while sufficiently ensuring the cooling performance of the piston 13 to improve fuel efficiency. Can be planned.

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

また、前記の実施形態では、エンジン１の運転状態（一例として負荷率ＫＬおよび回転数Ｎｅ）に基づき、図９(b)に示すようにエンジン水温を加味して、目標油圧Ｐｔを算出しているが、さらにピストン１３の受熱量および放熱量をより正確に反映させて、目標油圧Ｐｔを算出するようにしてもよい。
例えば、図１１(a)のフローに示すように、ステップＳＴ２２でエンジン水温を取得した後に、ステップＳＴ２２１でエンジン１の油温を取得し、これも加味して目標油圧Ｐｔを算出するようにしてもよい。この場合も、予め実験・シミュレーションなどによって適合し、設定したマップや演算式に従い、目標油圧Ｐｔを油温が高いほど高圧側の値になるように補正すればよい。 In the above-described embodiment, the target oil pressure Pt is calculated based on the operating state of the engine 1 (as an example, the load factor KL and the rotational speed Ne) in consideration of the engine water temperature as shown in FIG. 9B. However, the target oil pressure Pt may be calculated by more accurately reflecting the amount of heat received and the amount of heat released by the piston 13.
For example, as shown in the flow of FIG. 11 (a), after acquiring the engine water temperature in step ST22, the oil temperature of the engine 1 is acquired in step ST221, and this is also taken into account to calculate the target oil pressure Pt. Also good. Also in this case, the target oil pressure Pt may be corrected so as to be higher as the oil temperature is higher, according to a set map or arithmetic expression that is adapted in advance through experiments and simulations.

また、図１１(b)のフローに示すように、さらにステップＳＴ２２２でシリンダ１２内の空燃比（空気過剰率）の情報を取得し、これも加味して目標油圧Ｐｔを算出するようにしてもよい。なお、空燃比の情報は、負荷率ＫＬおよび燃料噴射量から算出されて、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。   Further, as shown in the flow of FIG. 11 (b), information on the air-fuel ratio (excess air ratio) in the cylinder 12 is further acquired in step ST222, and this is also taken into account to calculate the target oil pressure Pt. Good. The air-fuel ratio information is calculated from the load factor KL and the fuel injection amount, temporarily stored in the RAM or backup RAM of the ECU 100, and updated every predetermined cycle.

前記実施形態のようにディーゼルエンジン１の場合は、空気過剰率λが量論値λ＝１に近いほど発熱量が大きくなるので、このことを加味して空気過剰率λが小さいほど、推定されるピストン温度Ｔｐが高くなることに対応して、目標油圧Ｐｔを高圧側の値に設定すればよい。同様にガソリンエンジンの場合は、空燃比が理論空燃比に近いほど、推定されるピストン温度Ｔｐが高くなることに対応して、目標油圧Ｐｔを高圧側の値に設定すればよい。すなわち、予め実験・シミュレーションなどによって適合し、設定したマップや演算式に従い、前記のように空燃比（空気過剰率）に応じて目標油圧Ｐｔを補正するのである。   In the case of the diesel engine 1 as in the above embodiment, since the heat generation amount increases as the excess air ratio λ is closer to the stoichiometric value λ = 1, the smaller the excess air ratio λ is, the more the air excess ratio λ is estimated. The target oil pressure Pt may be set to a value on the high pressure side in response to the piston temperature Tp becoming higher. Similarly, in the case of a gasoline engine, the target oil pressure Pt may be set to a value on the high pressure side in response to the estimated piston temperature Tp becoming higher as the air fuel ratio is closer to the stoichiometric air fuel ratio. In other words, the target hydraulic pressure Pt is corrected according to the air-fuel ratio (excess air ratio) as described above according to a map or calculation formula that is adapted in advance through experiments and simulations.

また、エンジン１に燃焼室１１の圧力を検出するシリンダ内圧力センサが配設されている場合、図１２(a)のフローに示すように、ステップＳＴ２２２で空燃比の情報を取得した後に、ステップＳＴ２２３で前記シリンダ内圧力センサの信号からシリンダ内圧を取得し、これも加味して目標温度Ｔｐを算出するようにしてもよい。この場合は、シリンダ内圧が高いほど、推定されるピストン温度Ｔｐが高くなることに対応して、目標油圧Ｐｔを高圧側の値に設定すればよい。   Further, when an in-cylinder pressure sensor for detecting the pressure in the combustion chamber 11 is disposed in the engine 1, as shown in the flow of FIG. 12 (a), after acquiring the air-fuel ratio information in step ST222, the step In ST223, the cylinder internal pressure may be acquired from the signal from the cylinder internal pressure sensor, and the target temperature Tp may be calculated in consideration of this. In this case, the target hydraulic pressure Pt may be set to a high-pressure side value in response to the estimated piston temperature Tp increasing as the cylinder internal pressure increases.

また、エンジン１の排気通路３に排気温度センサが配設されている場合、図１２(b)のフローに示すように、ステップＳＴ２２２で空燃比の情報を取得した後に、ステップＳＴ２２４で前記排気温度センサの信号から排気温を取得し、これも加味して目標温度Ｔｐを算出するようにしてもよい。この場合は、排気温が低いほど、推定されるピストン温度Ｔｐは高くなるので、予め実験・シミュレーションなどによって適合し、設定したマップや演算式に従い、目標油圧Ｐｔを高圧側の値に補正すればよい。   Further, when an exhaust temperature sensor is disposed in the exhaust passage 3 of the engine 1, as shown in the flow of FIG. 12 (b), after acquiring air-fuel ratio information in step ST222, the exhaust temperature is detected in step ST224. The target temperature Tp may be calculated by acquiring the exhaust temperature from the sensor signal and taking this into consideration. In this case, the lower the exhaust gas temperature, the higher the estimated piston temperature Tp. Therefore, if the target oil pressure Pt is corrected to a value on the high pressure side according to a set map or an arithmetic expression, it is adapted in advance through experiments and simulations. Good.

さらに、エンジン１がガソリンエンジンである場合、図１２(c)のフローに示すように、ステップＳＴ２２２で空燃比の情報を取得した後に、ステップＳＴ２２５で点火時期の情報を取得し、これも加味して目標温度Ｔｐを算出するようにしてもよい。この場合は、点火時期が進角側にあるほど、推定されるピストン温度Ｔｐは高くなるので、予め実験・シミュレーションなどによって適合し、設定したマップや演算式に従い、目標油圧Ｐｔを高圧側の値に補正すればよい。   Further, when the engine 1 is a gasoline engine, as shown in the flow of FIG. 12 (c), after obtaining the air-fuel ratio information in step ST222, the ignition timing information is obtained in step ST225. Thus, the target temperature Tp may be calculated. In this case, the estimated piston temperature Tp becomes higher as the ignition timing is on the advance side. Therefore, the target oil pressure Pt is set to a value on the high-pressure side according to a set map or arithmetic expression, which is adapted in advance through experiments and simulations. It is sufficient to correct it.

さらにまた、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。   Furthermore, in the above-described embodiment, the structure in which the drive rotor 51 and the driven rotor 52 are displaced by the adjustment ring 53 and the discharge amount per rotation of the input shaft 5a is changed as the variable capacity mechanism of the oil pump 5 has been described. It is not limited to such a structure. The oil pump is not limited to a gear pump regardless of whether it is an internal type or an external type, and may be a variable displacement type.

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

また、前記の実施形態において、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、オイルジェット３０によるピストン１３の冷却性能が低下するからである。   In the above-described embodiment, the target oil pressure Pt may be further corrected so as to increase as the oil temperature of the engine 1 increases. This is because the cooling performance of the piston 13 by the oil jet 30 decreases as the oil temperature of the engine 1 increases.

本発明の油圧制御によれば、エンジンのピストンの冷却性能を十分に担保しながら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有効である。   According to the hydraulic control of the present invention, the driving load of the oil pump can be reduced as much as possible and the fuel consumption can be improved while sufficiently ensuring the cooling performance of the piston of the engine. is there.

１ エンジン
５ 可変容量形のオイルポンプ
１３ ピストン
３０ オイルジェット
３１ オイルジェットギャラリ（オイルジェット）
３２ ピストンジェットノズル（オイルジェット）
１００ ＥＣＵ（目標油圧設定部）
Ｇａ 吸気量
Ｎｅ エンジン回転数
Ｔｐ ピストン温度（ピストンの温度状態）
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 ピストン時定数 1 Engine 5 Variable displacement oil pump 13 Piston 30 Oil jet 31 Oil jet gallery (oil jet)
32 Piston jet nozzle (oil jet)
100 ECU (target oil pressure setting unit)
Ga Intake amount Ne Engine speed Tp Piston temperature (piston temperature state)
P Oil pump discharge pressure Pt Target oil pressure (Hydraulic control target value)
τ Piston time constant

Claims (9)

ピストンへ直接、オイルを噴射するオイルジェット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、前記ピストンの温度状態が高い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目標油圧設定部を備え、
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ピストンの温度変化の応答遅れを表すピストン時定数を算出し、このピストン時定数を用いて前記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。 An engine hydraulic control device having an oil jet that injects oil directly into a piston,
A target oil pressure setting unit that sets a control target value of oil pressure so that the higher the temperature state of the piston, the higher the value on the high pressure side, based on the operating state of the engine
The target hydraulic pressure setting unit calculates a piston time constant representing a response delay of a temperature change of the piston with respect to a change in the operating state of the engine, and corrects the control target value of the hydraulic pressure using the piston time constant. The engine hydraulic control device. 請求項１に記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、エンジンの吸気量に基づいて、吸気量が少ないほど大きな値になるようにピストン時定数を算出する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control device according to claim 1,
The target hydraulic pressure setting unit calculates the piston time constant based on the intake air amount of the engine so that the piston time constant becomes larger as the intake air amount becomes smaller. 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、吸気量が増大しているときには減少しているときに比べて小さな値になるように、ピストン時定数を算出する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control device according to claim 2,
The target hydraulic pressure setting unit calculates the piston time constant so that the piston time constant is smaller when the intake air amount is increasing than when it is decreasing. 請求項１〜３のいずれか１つに記載のエンジンの油圧制御装置において、
前記目標油圧設定部は、エンジンの運転状態として少なくとも負荷率および回転数に基づいて、推定される前記ピストンの温度状態が高いほど高圧側の値になるように油圧の制御目標値を設定する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control apparatus according to any one of claims 1 to 3,
The target hydraulic pressure setting unit sets a control target value of hydraulic pressure so that the higher the estimated temperature state of the piston, the higher the pressure side value, based on at least the load factor and the rotational speed as the engine operating state. Hydraulic control device for the engine. 請求項４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、エンジンの水温および油温の少なくとも一方を加味して、推定される前記ピストンの温度状態が高いほど高圧側の値になるように、油圧の制御目標値を設定する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control device according to claim 4,
The target hydraulic pressure setting unit sets the control target value of the hydraulic pressure so that the higher the estimated piston temperature state, the higher the pressure side value, taking into account at least one of the engine water temperature and the oil temperature. Hydraulic control device for the engine. 請求項４または５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、エンジンの燃焼室の空燃比を加味して、推定される前記ピストンの温度状態が高いほど高圧側の値になるように、油圧の制御目標値を設定する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control apparatus according to any one of claims 4 and 5,
The target hydraulic pressure setting unit sets an oil pressure control target value so that the higher the estimated piston temperature state, the higher the pressure side value, taking into account the air-fuel ratio of the engine combustion chamber. Hydraulic control device. 請求項４〜６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、エンジンの点火時期、気筒内圧、および排気温の少なくとも１つを加味して、推定される前記ピストンの温度状態が高いほど高圧側の値になるように、油圧の制御目標値を設定する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control device according to any one of claims 4 to 6,
The target hydraulic pressure setting unit controls the hydraulic pressure so that the higher the estimated piston temperature state, the higher the value, taking into account at least one of engine ignition timing, cylinder internal pressure, and exhaust temperature. Hydraulic control device for the engine that sets the target value. 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、エンジンの油温が高いほど高圧側の値になるように油圧の制御目標値を設定する、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control apparatus according to any one of claims 1 to 7,
The target hydraulic pressure setting unit sets an oil pressure control target value such that the higher the engine oil temperature, the higher the hydraulic pressure value. 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、
エンジンには容量可変形のオイルポンプが装備され、
前記目標油圧設定部により設定された油圧の制御目標値に基づいて前記オイルポンプの容量を変更し、その吐出圧を制御するように構成されている、エンジンの油圧制御装置。 The engine hydraulic control apparatus according to any one of claims 1 to 8,
The engine is equipped with a variable capacity oil pump,
An engine hydraulic control device configured to change a capacity of the oil pump based on a hydraulic control target value set by the target hydraulic pressure setting unit and to control a discharge pressure thereof.
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