JP6315061B1 - 可変バルブタイミング機構付き自動車用エンジン - Google Patents
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Abstract
【課題】減気筒運転からそのトルク要求が異なる運転領域に移行する際のVVT機構の作動時におけるポンピングロスを低減できるようにする。【解決手段】自動車用エンジンは、吸排気バルブの開弁及び閉弁タイミングを共に同一方向に変化させる可変バルブタイミング機構を備えると共に、エンジンの部分負荷域で燃焼させる稼働気筒を減筒する。該エンジンは、回転速度ごとに平坦路を所定の速度で走行できるR/Lラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において減気筒運転が可能となるように、少なくとも排気バルブの開閉タイミングを遅角側に設定される。減気筒運転からトルクの要求が低い運転領域又は高い運転領域に移行する際には、該エンジンは、吸排気バルブのバルブタイミングを進角すると共に、該減気筒運転から移行する過渡期においては、排気バルブの進角作動速度を吸気バルブの進角作動速度よりも遅くする。【選択図】図12
Description
本発明は、可変バルブタイミング機構付き自動車用エンジンに関する。
下記の特許文献1には、所定の油圧により、休止気筒の動弁系を実質的に不作動(ロストモーション)とする弁停止機構と、油圧式の可変バルブタイミング(Variable Valve Timing:VVT)機構とを備えた自動車用エンジンにおいて、該VVT機構における作動油圧を制限して、休止気筒の不作動油圧を確保する構成が記載されている。ここでは、休止気筒の不作動油圧を確保するために、VVT機構の油圧の高さを制限することにより、該VVT機構の動作速度が進角方向及び遅角方向の双方で遅くなることが示されている。
本願発明者らは、種々検討の結果、例えば、平坦路を一定の速度で走行できるエンジントルクラインであるロードロード(Road Load:R/L)ラインのように、VVT機構において遅角量が相対的に大きいことによる燃費が良好な状態から、より燃費が悪い状態(例えば、高負荷状態)に移行する際の過渡期にも、燃費の改善ができるという知見を得ている。すなわち、例えば、低負荷での減気筒運転から、高負荷での全気筒運転に移行する過渡期において、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量の減少を抑制することにより、ポンピングロス(ポンプ損失)が減少して、燃費が良好となるというものである。
本発明は、減気筒運転からそのトルク要求が異なる運転領域に移行する際のVVT機構の作動時におけるポンピングロスを低減できるようにして燃費の向上を図ることを目的とする。
前記の目的を達成するため、本発明は、減気筒運転から、そのトルク要求が異なる他の運転領域に移行する際は、各バルブタイミングを進角すると共に、減気筒運転から移行する過渡期においては、排気バルブの進角作動速度を吸気バルブの進角作動速度よりも遅くする構成とする。
具体的に、本発明は、可変バルブタイミング機構付き自動車用エンジンを対象とし、次のような解決手段を講じた。
すなわち、第1の発明は、吸気バルブ並びに排気バルブの開弁及び閉弁タイミングを共に同一方向に変化させる可変バルブタイミング機構を備えると共に、エンジンの部分負荷域で燃焼させる稼働気筒を減筒する自動車用エンジンであって、エンジンの回転速度ごとに、平坦路を所定の速度で走行できるエンジントルクラインであるR/Lラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において減気筒運転が可能となるように、少なくとも排気バルブの開閉タイミングを遅角側に設定し、減気筒運転からトルクの要求が低い運転領域又はトルクの要求が高い運転領域に移行する際には、吸気バルブ及び排気バルブのバルブタイミングを進角すると共に、該減気筒運転から移行する過渡期においては、排気バルブの進角作動速度を吸気バルブの進角作動速度よりも遅くする。
これによれば、R/Lラインから高めのトルクでも減気筒運転が可能となるように、高膨張比を確保できる遅開きのバルブタイミングとしている。さらに、少なくとも排気バルブの遅閉じにより、ポンピングロスが減少する。その上、減気筒運転から運転領域を移行する過渡期においても、排気バルブの進角側への作動速度を吸気バルブの進角作動速度よりも遅くすることにより、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を十分に確保することができる。このため、可変バルブタイミング機構の作動中の過渡期におけるポンピングロスを低減することができる。その結果、減気筒運転からの移行時においても燃費を改善することができる。
第2の発明は、上記第1の発明において、減気筒運転における低負荷側では、排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定することにより、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を少なくしてもよい。
これによれば、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量が小さいことにより、燃焼の安定性を確保することができる。
第3の発明は、上記第1又は第2の発明において、高負荷側では、排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定してもよい。
これによれば、排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定することにより、排気損失を低減することができる。
第4の発明は、上記第3の発明において、高負荷側では、排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定することにより、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を少なくしてもよい。
これによれば、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量が少ないことにより、エンジントルクが向上する。
本発明によれば、減気筒運転からそのトルク要求が異なる運転領域に移行する際のVVT機構の作動時におけるポンピングロスを低減して燃費の向上を図ることができる。
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎず、本発明、その適用物又はその用途を制限することを意図しない。
(一実施形態)
本発明の一実施形態について図面を参照しながら説明する。
本発明の一実施形態について図面を参照しながら説明する。
図1は本発明の一実施形態に係るエンジンの制御装置における油圧作動式の可変バルブタイミング(VVT)機構が設けられたエンジンを示している。
(エンジンの構成)
図1に示すように、エンジン2は、例えば、第1気筒から第4気筒が図1の紙面に垂直な方向に直列に順次配置された直列4気筒ガソリンエンジンであって、自動車等の車両に搭載される。エンジン2において、ヘッドカバー3、シリンダヘッド4、シリンダブロック5、クランクケース(図示せず)及びオイルパン6(図6を参照。)が上下に連結されている。また、シリンダブロック5に形成された4つのシリンダボア7内をそれぞれに摺動可能なピストン8と、上記クランクケースに回転自在に支持されたクランク軸9とは、コネクティングロッド10によって連結されている。シリンダブロック5のシリンダボア7とピストン8とシリンダヘッド4とによって燃焼室11が気筒ごとに形成されている。
図1に示すように、エンジン2は、例えば、第1気筒から第4気筒が図1の紙面に垂直な方向に直列に順次配置された直列4気筒ガソリンエンジンであって、自動車等の車両に搭載される。エンジン2において、ヘッドカバー3、シリンダヘッド4、シリンダブロック5、クランクケース(図示せず)及びオイルパン6(図6を参照。)が上下に連結されている。また、シリンダブロック5に形成された4つのシリンダボア7内をそれぞれに摺動可能なピストン8と、上記クランクケースに回転自在に支持されたクランク軸9とは、コネクティングロッド10によって連結されている。シリンダブロック5のシリンダボア7とピストン8とシリンダヘッド4とによって燃焼室11が気筒ごとに形成されている。
シリンダヘッド4には、燃焼室11にそれぞれ開口する吸気ポート12及び排気ポート13が設けられている。該吸気ポート12及び排気ポート13には、それぞれを開閉する吸気バルブ14及び排気バルブ15が配設されている。該吸気バルブ14及び排気バルブ15は、それぞれリターンスプリング16、17により閉方向(図1の上方)に付勢されており、それぞれ回転するカム軸18、19の外周に設けたカム部18a、19aによって、スイングアーム20、21のほぼ中央部に回転自在に設けられたカムフォロア20a、21aが下方に押される。スイングアーム20、21は、それぞれの一端側に設けられたピボット機構25aの頂部を支点として揺動することにより、各スイングアーム20、21の他端部において、吸気バルブ14及び排気バルブ15がリターンスプリング16、17の付勢力に抗して下方に押されて開動する。
エンジン2の気筒列方向の中央部に位置する第2気筒及び第3気筒のスイングアーム20、21におけるピボット機構(後述するHLA25のピボット機構25aと同様の構成を採る。)として、油圧によりバルブクリアランスを自動的に0に調整する公知の油圧ラッシュアジャスタ24(以下、Hydraulic Lash Adjusterの略記を用いてHLA24と呼ぶ。)が設けられている。なお、HLA24は、図6にのみ示す。
一方、エンジン2の気筒列方向の両端部に位置する第1気筒及び第4気筒のスイングアーム20、21に対しては、ピボット機構25aを有するバルブ停止機構付きHLA25が設けられている。このバルブ停止機構付きHLA25は、上記のHLA24と同様にバルブクリアランスを自動的に0に調整可能に構成されている。これに加え、バルブ停止機構付きHLA25は、エンジン2における全気筒の一部である第1気筒及び第4気筒の作動を休止させる減気筒運転時には、第1気筒及び第4気筒の吸排気バルブ14、15の作動を停止(開閉動作を停止)させる一方、全気筒(4気筒)を作動させる全気筒運転時には、第1気筒及び第4気筒の吸排気バルブ14、15を作動(開閉動作)させるようにする。なお、第2気筒及び第3気筒の吸排気バルブ14、15は、減気筒運転時及び全気筒運転時の双方で作動する。このため、減気筒運転時には、エンジン2の全気筒のうち第1気筒及び第4気筒のみの吸排気バルブ14、15が作動を停止し、全気筒運転時には、全気筒の吸排気バルブ14、15が作動する。なお、減気筒運転及び全気筒運転は、後述するように、エンジン2の運転状態に応じて適宜切り替えられる。
シリンダヘッド4における第1及び第4気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、上記のバルブ停止機構付きHLA25の下端部を挿入して装着するための装着穴26、27がそれぞれ設けられている。また、シリンダヘッド4における第2気筒及び第3気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、上記のHLA24の下端部を挿入して装着するための、装着穴26、27と同様の装着穴がそれぞれ設けられている。さらに、シリンダヘッド4には、バルブ停止機構付きHLA25用の装着穴26、27にそれぞれ連通する2つずつの油路(61、63)、(62、64)が穿設されている。バルブ停止機構付きHLA25が装着穴26、27に嵌合された状態で、各油路61、62は、バルブ停止機構付きHLA25におけるバルブ停止機構25b(図2(a)〜図2(c)を参照。)を作動させる油圧(作動圧)を供給するように構成されている。一方、油路63、64は、バルブ停止機構付きHLA25のピボット機構25aがバルブクリアランスを自動的に0に調整するための油圧を供給するように構成されている。なお、HLA24用の装着穴には、油路63、64のみが連通している。各油路61〜64については、図6により後に詳述する。
シリンダブロック5には、シリンダボア7の排気側の側壁内を気筒列方向に延びるメインギャラリ54が設けられている。メインギャラリ54の下側の近傍には、該メインギャラリ54と連通するピストン冷却用のオイルジェット28(オイル噴射バルブ)が各ピストン8に設けられている。オイルジェット28は、ピストン8の下側に配置されたノズル部28aを有しており、該ノズル部28aからピストン8の頂部の裏面に向けてエンジンオイル(以下、単にオイルと呼ぶ。)を噴射するように構成されている。
各カム軸18、19の上方には、パイプで形成されたオイルシャワー29、30がそれぞれ設けられている。潤滑用のオイルが、オイルシャワー29、30からその下方に位置するカム軸18、19のカム部18a、19aと、さらに下方に位置するスイングアーム20、21及びカムフォロア20a、21aの接触部とに滴下するように構成されている。
ここで、図2を参照しながら、油圧作動装置の1つであるバルブ停止機構25bについて説明する。バルブ停止機構25bは、エンジン2における全気筒の一部である第1気筒及び第4気筒の吸排気バルブ14、15のうち少なくとも一方のバルブ(本実施形態では、両方のバルブ)をエンジン2の運転状態に応じて油圧の作動により作動を停止する。これにより、エンジン2の運転状態に応じて減気筒運転に切り替えられた際には、バルブ停止機構25bによって第1気筒及び第4気筒の各吸排気バルブ14、15の開閉動作が停止する。また、全気筒運転に切り替えられた際には、バルブ停止機構25bによるバルブの作動が停止しなくなって、第1気筒及び第4気筒の各吸排気バルブ14、15の開閉動作が行われる。
上記したバルブ停止機構25bは、バルブ停止機構付きHLA25に設けられている。すなわち、バルブ停止機構付きHLA25は、ピボット機構25aとバルブ停止機構25bとを備える。ピボット機構25aは、油圧によりバルブクリアランスを自動的に0に調整する、公知のHLA24のピボット機構と実質的に同一の構成である。
バルブ停止機構25bには、図2(a)に示すように、ピボット機構25aの動作をロックするロック機構250が設けられている。該ロック機構250は、ピボット機構25aを軸方向に摺動自在に収納する有底の外筒251の側周面において径方向に対向する2箇所に形成した貫通孔251aに対してそれぞれ出入り可能に設けられた一対のロックピン252(ロック部材)を備えている。これら一対のロックピン252は、スプリング253により径方向の外側へ付勢されている。外筒251の内底部とピボット機構25aの底部との間には、ピボット機構25aを外筒251の上方に押圧して付勢するロストモーションスプリング254が設けられている。
上記の両ロックピン252が外筒251の貫通孔251aに嵌合している場合には、該両ロックピン252の上方に位置するピボット機構25aが上方に突出した状態で固定される。この場合には、ピボット機構25aの頂部がスイングアーム20、21の揺動の支点となるため、カム軸18、19の回転によりそのカム部18a、19aがカムフォロア20a、21aを下方に押すと、吸排気バルブ14、15がリターンスプリング16、17の付勢力に抗して下方に押されて開弁する。このように、第1気筒及び第4気筒において、ロックピン252がバルブ停止機構25bを貫通孔251aに嵌合した状態とすることにより、エンジン2は全気筒運転を行うことができる。
一方、図2(b)及び図2(c)に示すように、作動油圧によって上記の両ロックピン252の外側端面が押圧されると、スプリング253の付勢力に抗して、両ロックピン252が互いに接近するように外筒251の径方向の内側に後退する。その結果、両ロックピン252が外筒251の貫通孔251aから抜けるので、ロックピン252の上方に位置するピボット機構25aがロックピン252と共に外筒251の軸方向の下側に移動してバルブ停止状態となる。
すなわち、吸排気バルブ14、15を上方に付勢するリターンスプリング16、17が、ピボット機構25aを上方に付勢するロストモーションスプリング254よりも付勢力が強くなるように構成されている。これにより、カム軸18、19の回転により各カム部18a、19aがカムフォロア20a、21aをそれぞれ下方に押すと、吸排気バルブ14、15の頂部が各スイングアーム20、21の揺動の支点となる。その結果、吸排気バルブ14、15は閉弁されたまま、ピボット機構25aがロストモーションスプリング254の付勢力に抗して下方に押される。従って、作動油圧によりロックピン252を貫通孔251aに対して非嵌合の状態にすることにより、減気筒運転を行うことができる。
(油圧式排気VVT機構)
図3〜図5は油圧作動装置の1つである排気用の可変バルブタイミング(VVT)機構33(以下、単にVVT33と呼ぶ。)を示している。なお、図5には、該VVT33の動作を油圧により制御する油圧制御バルブ(Oil Control Valve)110も図示している。
図3〜図5は油圧作動装置の1つである排気用の可変バルブタイミング(VVT)機構33(以下、単にVVT33と呼ぶ。)を示している。なお、図5には、該VVT33の動作を油圧により制御する油圧制御バルブ(Oil Control Valve)110も図示している。
図3〜図5に示すように、VVT33は、ほぼ円環状のハウジング201と、該ハウジング201の内部に収容されたベーン体202とを有している。ハウジング201は、クランク軸9と同期して回転するカムプーリ203と一体回転可能に連結されており、クランク軸9と連動して回転する。ベーン体202は、締結ボルト205により、排気バルブ15を開閉するカム軸19と一体回転可能に連結されている。
ハウジング201の内部には、該ハウジング201の内周面とベーン体202の外周面に設けられた複数のベーン202aとによって区画された複数の進角作動室207及び遅角作動室208がそれぞれ形成されている。進角作動室207及び遅角作動室208は、図5及び図6に示すように、それぞれ進角側油路211及び遅角側油路212を介して、公知の油圧制御バルブ110としての排気側第1方向切替バルブ35と接続されている。該排気側第1方向切替バルブ35は、可変容量型オイルポンプ36と接続されている。カム軸19及びベーン体202には、これら進角側油路211及び遅角側油路212の一部を構成する進角側通路215及び遅角側通路216がそれぞれ形成されている。
ここで、図3は、各進角側通路215を通して供給されたオイルにより、各ベーン202aがカムプーリ203に対して、すなわちクランク軸9に対して、最進角位置に保持されている場合を示し、図4は、これとは逆に、各遅角側通路216を通して供給されたオイルにより、各ベーン202aがカムプーリ203に対して最遅角位置に保持されている場合を示している。
進角側通路215は、ベーン体202において中心部近傍から放射状に延びて各進角作動室207とそれぞれ接続されている。遅角側通路216は、ベーン体202において中心部近傍から放射状に延びて各遅角作動室208とそれぞれ接続されている。ベーン体202における中心部近傍から放射状に延びる複数の進角側通路215のうちの1つは、ベーン体202の外周面におけるベーン202aが形成されていない部分に形成され、且つ後述するロックピン231が嵌合する嵌合凹部202bの底面と接続されている(図5を参照。)。この嵌合凹部202bを介して、複数の進角作動室207のうちの1つと接続される。なお、図4に示す遅角作動室208のうち、1つの遅角作動室208aは遅角側通路216と連通しておらず、オイルの供給はなく、ベーン202aに対する作動トルクは生じない。従って、遅角作動室208の室数は、進角作動室207の室数と比べて少ないため、作動に必要な油量も少なくなる。
図5に示すように、VVT33には、該VVT33の動作をロックするロック機構230が設けられている。該ロック機構230は、カム軸19のクランク軸9に対する位相角を特定の位相角で固定するためのロックピン231を有している。本実施形態では、この特定の位相角は最進角の位相角である。但し、最進角の位相角に限られず、どのような位相角であってもよい。
ロックピン231は、ハウジング201の径方向に摺動可能に配設されている。ハウジング201におけるロックピン231に対する該ハウジング201の径方向の外側の部分には、ばねホルダ232が固定されている。このばねホルダ232とロックピン231との間には、該ロックピン231をハウジング201の径方向の内側に付勢するロックピン付勢ばね233が設けられている。上記の嵌合凹部202bがロックピン231と対向する位置にあるときには、ロックピン付勢ばね233によって、ロックピン231が嵌合凹部202bと嵌合してロック状態となる。これにより、ベーン体202がハウジング201に固定されて、カム軸19のクランク軸9に対する位相角が固定される。
以上の構成により、排気側第1方向切替バルブ35の制御によって、VVT33の進角作動室207及び遅角作動室208へのオイルの供給量を制御することができる。具体的には、排気側第1方向切替バルブ35の制御により、進角作動室207に遅角作動室208よりも多くの供給量(高い油圧)でもってオイルを供給すると、カム軸19がその回転方向(図3及び図4の矢印の方向)に回動して、排気バルブ15の開時期が早くなり(図3を参照。)、カム軸19の最進角位置ではロックピン231が嵌合凹部202bに嵌合する。
一方、排気側第1方向切替バルブ35の制御により、遅角作動室208に進角作動室207よりも多くの供給量(高い油圧)でもってオイルを供給すると、カム軸19がその回転方向とは逆向きに回動して、排気バルブ15の開時期が遅くなる(図4を参照。)。カム軸19の最進角位置から遅角させる場合には、油圧により、ロックピン231をロックピン付勢ばね233に抗してハウジング201の径方向の外側に押し出すことにより、ロックピン231によるロックを解除する。このとき、嵌合凹部202bと連通する遅角作動室208を除く遅角作動室208には既にオイルが充填されている。このため、ロック解除の直後に、排気側第1方向切替バルブ35により、カム軸19をその回転方向とは逆向きに回動させることにより、排気バルブ15の開時期を遅く(遅角)することができる。
なお、VVT33のロックピン231のロック解除には、ロックピン付勢ばね233の付勢力に打ち克つ油圧を遅角作動室208に供給する必要があり、この油圧は、排気側第1方向切替バルブ35の制御によって得られる。また、この油圧を遅角作動室208に供給しながら、該油圧よりも低い油圧(基本的には、0に近い油圧)を進角作動室207に供給することにより、ロックピン231のロック解除の直後にカム軸19がその回転方向とは逆向きに回動して、ロック位置から外れる。その後に、排気側第1方向切替バルブ35の制御によって、排気バルブ15の開弁位相の制御を行う。
また、VVT33の各ベーン202aと、ハウジング201における該ベーン202aに対し、カム軸19の回転方向とは反対側に対向する部分との間(すなわち、進角作動室207)には、少なくとも1つのアシストばね(圧縮コイルばね)(図示せず)が配設されている。該アシストばねは、ベーン体202を進角側に付勢して、該ベーン体202の進角側への移動をアシストする。これは、カム軸19には、後述する燃料ポンプ81及びバキュームポンプ82(図6を参照。)の負荷が掛かっており、この負荷に打ち克ってベーン体202を最進角位置にまで確実に移動させる(ロックピン231を嵌合凹部202bに確実に嵌合させる)ためである。
図5の左図に、油圧制御バルブ110により構成される排気側第1方向切替バルブ35の構成の一例を示す。同左図に示すように、排気側第1方向切替バルブ35は、筐体350内に保持されたコイル351と、該コイル351の内側に摺動可能に支持されたプランジャ352と、該プランジャ352の一方の端部に保持されたスプール弁354と、該スプール弁354を内部に摺動可能に支持するスリーブ355と、筐体350から突出して配設されたコネクタ359とを有している。
スリーブ355はカムキャップ(不図示)に保持されており、そのプランジャ352側の端部は筐体350に保持されている。スプール弁354におけるプランジャ352と反対側の端部とスリーブ355の底部との間には、スプール弁354にコイル351側に付勢力を与える付勢ばね356が配設されている。
スリーブ355の一側面には、オイルポンプ36と接続された油路68及びカムキャップに形成された開口部を介して供給されるオイルの供給口357aが設けられている。スリーブ355の供給口357aが設けられた当該側面には、オイルの排出口(ドレイン)357b、357cが設けられている。
プランジャ352の他の側面には、進角側油路211及び遅角側油路212、並びにそれぞれに対応してカムキャップに形成された開口部を介して流通するオイルの流通口358a、358bが設けられている。
上記のコネクタ359にOCV駆動デューティ信号が入力されると、そのデューティ比に従って、スプール弁354がプランジャ352によって所定の位置に移動する。これにより、VVT33における進角作動室207又は遅角作動室208に流入する油量が決定される。
(オイル供給装置)
次に、図6を参照しながら、上述のエンジン2にオイルを供給するためのオイル供給装置1について詳細に説明する。
次に、図6を参照しながら、上述のエンジン2にオイルを供給するためのオイル供給装置1について詳細に説明する。
図6に示すように、オイル供給装置1は、クランク軸9の回転によって駆動される可変容量型オイルポンプ36(以下、オイルポンプ36という。)と、該オイルポンプ36と接続され、オイルポンプ36によって昇圧されたオイルをエンジン2の潤滑部及び油圧作動装置に導く給油路50(油圧経路)とを備えている。オイルポンプ36は、エンジン2により駆動される補機である。
給油路50は、パイプ、シリンダヘッド4、及びシリンダブロック5等に穿設されたオイルの通路である。給油路50は、第1連通路51と、メインギャラリ54と、第2連通路52と、第3連通路53と、複数の油路61〜69とから構成されている。
第1連通路51は、オイルポンプ36と連通され、該オイルポンプ36から、詳細には後述する吐出口361bから、シリンダブロック5内の分岐点54aまで延びている。メインギャラリ54は、シリンダブロック5内で気筒列方向に延びている。第2連通路52は、メインギャラリ54上の分岐点54bからシリンダヘッド4まで延びている。第3連通路53は、シリンダヘッド4内で吸気側と排気側との間をほぼ水平方向に延びている。複数の油路61〜69は、シリンダヘッド4内で第3連通路53から分岐している。
オイルポンプ36は、該オイルポンプ36の容量を変更してオイルポンプ36のオイル吐出量を可変にする公知の可変容量型オイルポンプであって、ハウジング361と、駆動軸362と、ポンプ要素と、カムリング366と、スプリング367と、リング部材368とを有している。
ハウジング361は、一端側が開口するように形成され、且つ内部が断面円形状の空間からなるポンプ収容室を有するポンプボディと該ポンプボディの上記一端側の開口を閉塞するカバー部材とから構成される。駆動軸362は、ハウジング361に回転自在に支持され、ポンプ収容室のほぼ中心部を貫通し、且つクランク軸9によって回転駆動される。ポンプ要素は、ポンプ収容室内に回転自在に収容されて中心部が駆動軸362に結合されたロータ363及び該ロータ363の外周部に放射状に切欠き形成された複数のスリット内にそれぞれ出没自在に収容されたべーン364から構成される。カムリング366は、ポンプ要素の外周側にロータ363の回転中心に対して偏心可能に配置され、ロータ363及び相隣接するベーン364と共に複数の作動油室であるポンプ室365を画成する。スプリング367は、ポンプボディ内に収容され、ロータ363の回転中心に対するカムリング366の偏心量が増大する側へ、カムリング366を常時付勢する付勢部材である。リング部材368は、ロータ363の内周側の両側部に摺動自在に配置され、ロータ363よりも小径の一対のリング状部材である。
また、ハウジング361は、内部のポンプ室365にオイルを供給する吸入口361aと、ポンプ室365からオイルを吐出する吐出口361bとを有している。ハウジング361の内部には、該ハウジング361の内周面とカムリング366の外周面とによって画成された圧力室369が形成されており、該圧力室369にはそれに開口する導入孔369aが設けられている。
このように、オイルポンプ36は、導入孔369aから圧力室369にオイルを導入することにより、カムリング366が支点361cに対して揺動して、ロータ363がカムリング366に対して相対的に偏心し、該オイルポンプ36の吐出容量が変化するように構成されている。
オイルポンプ36の吸入口361aには、オイルパン6に臨むオイルストレーナ39が接続されている。オイルポンプ36の吐出口361bと連通する第1連通路51には、上流側から下流側に順に、オイルフィルタ37及びオイルクーラ38が配置されている。オイルパン6内に貯留されたオイルは、オイルポンプ36により、オイルストレーナ39を通して汲み上げられ、その後、オイルフィルタ37で濾過され、且つオイルクーラ38で冷却された後、シリンダブロック5内のメインギャラリ54に導入される。
メインギャラリ54は、上述した、4つのピストン8の背面側に冷却用オイルを噴射するためのオイルジェット28と、クランク軸9を回動自在に支持する5つのメインジャーナルに配置されたメタルベアリングのオイル供給部41と、4つのコネクティングロッドを回転自在に連結する、クランク軸9のクランクピンに配置されたメタルベアリングのオイル供給部42とに接続されている。メインギャラリ54には、オイルが常時供給される。
メインギャラリ54上の分岐点54cの下流側には、油圧式チェーンテンショナにオイルを供給するオイル供給部43と、リニアソレノイドバルブ49を介してオイルポンプ36の圧力室369に、導入孔369aからオイルを供給する油路40とが接続されている。
第3連通路53の分岐点53aから分岐する油路68は、排気側第1方向切替バルブ35と接続されており、該排気側第1方向切替バルブ35の制御により、進角側油路211及び遅角側油路212を介して、排気用のVVT33の進角作動室207及び遅角作動室208にオイルがそれぞれ供給される。また、分岐点53aから分岐する油路64は、オイル供給部45(図6の白抜き三角△を参照。)と、HLA24(図6の黒三角▲を参照。)と、バルブ停止機構付きHLA25(図6の白抜き楕円を参照。)と、燃料ポンプ81と、バキュームポンプ82とに接続されている。オイル供給部45は、排気側のカム軸19のカムジャーナルにオイルを供給する。燃料ポンプ81は、カム軸19により駆動され、燃焼室11に燃料を供給する燃料噴射バルブに高圧の燃料を供給する。バキュームポンプ82は、カム軸19により駆動され、ブレーキマスタシリンダの圧力を確保する。該油路64には、オイルが常時供給される。さらに、油路64の分岐点64aから分岐する油路66は、排気側のスイングアーム21に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー30と接続されており、該油路66にもオイルが常時供給される。
第3連通路53の分岐点53cから分岐する油路67には、該油路67の油圧を検出する油圧センサ70が配設されている。また、分岐点53dから分岐する油路63は、吸気側のカム軸18におけるカムジャーナルのオイル供給部44(図6の白抜き三角△を参照。)と、HLA24(図6の黒三角▲を参照。)と、バルブ停止機構付きHLA25(図6の白抜き楕円を参照。)とに接続されている。さらに、油路63の分岐点63aから分岐する油路65は、吸気側のスイングアーム20に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー29と接続されている。
また、第3連通路53の分岐点53cから分岐する油路69には、オイルが流れる方向を上流側から下流側への一方向のみに規制する逆止バルブ48が配設されている。この油路69は、逆止バルブ48の下流側の分岐点69aで、バルブ停止機構付きHLA25用の装着穴26、27と連通する上記の2つの油路61、62に分岐する。油路61、62は、第2油圧制御バルブとしての吸気側第2方向切替バルブ46及び排気側第2方向切替バルブ47を介して、吸気側及び排気側の各バルブ停止機構付きHLA25のバルブ停止機構25bとそれぞれ接続されている。これら吸気側第2方向切替バルブ46及び排気側第2方向切替バルブ47をそれぞれ制御することにより、各バルブ停止機構25bにオイルが供給されるように構成されている。
クランク軸9を回転自在に支持するメタルベアリング、ピストン8並びにカム軸18、19等に供給された潤滑用及び冷却用のオイルは、潤滑及び冷却を終えた後には、図示しないドレイン油路を通ってオイルパン6内に滴下し、オイルポンプ36により環流される。
エンジン2の作動は、コントローラ100によって制御される。コントローラ100には、エンジン2の運転状態を検出する各種センサからの検出情報が入力される。コントローラ100は、例えば、クランク角センサ71によりクランク軸9の回転角度を検出し、この検出信号に基づいてエンジン回転速度を検出する。また、アクセルポジションセンサ72により、エンジン2が搭載された車両の乗員によるアクセルペダルの踏み込み量(アクセル開度)を検出し、これに基づいて要求トルクを算出する。さらに、油圧センサ70により油路67の圧力を検出する。また、油圧センサ70とほぼ同じ位置に設けた油温センサ73により、油路67におけるオイルの温度を検出する。なお、油圧センサ70及び油温センサ73は、給油路40に配設してもよい。さらに、カム軸18、19の近傍に設けられたカム角センサ74により、該カム軸18、19の回転位相を検出し、検出したカム角に基づいて各VVT33、90の位相角を検出する。また、水温センサ75によって、エンジン2を冷却する冷却水の温度(以下、水温という)を検出する。
コントローラ100は、公知のマイクロコンピュータをベースとする制御装置であって、少なくとも各種センサ(油圧センサ70、クランク角センサ71、スロットルポジションセンサ72、油温センサ73、カム角センサ74、及び水温センサ75等)からの検出信号を入力する信号入力部と、制御に係る演算処理を行う演算部と、制御対象となる装置(排気側第1方向切替バルブ35、吸気側及び排気側第2方向切替バルブ46、47、及びリニアソレノイドバルブ49等)に制御信号を出力する信号出力部と、制御に必要なプログラム及びデータ(油圧制御マップ及びデューティ比マップ等)を記憶する記憶部とを有している。
リニアソレノイドバルブ49は、エンジン2の運転状態に応じてオイルポンプ36の吐出量を制御するための流量(吐出量)制御バルブである。リニアソレノイドバルブ49の開弁時に、オイルポンプ36の圧力室369にオイルが供給されるように構成されている。ここでは、リニアソレノイドバルブ49自体の構成は公知であるため説明を省略する。
コントローラ100は、リニアソレノイドバルブ49に対し、エンジン2の運転状態に応じたデューティ比の制御信号を送信して、該リニアソレノイドバルブ49を介して、オイルポンプ36の圧力室369に供給する油圧を制御する。この圧力室369の油圧により、カムリング366の偏心量を制御してポンプ室365の内部容積の変化量を制御することによって、オイルポンプ36の流量(吐出量)を制御する。すなわち、上記のデューティ比によって、オイルポンプ36の容量が制御される。
(電動式吸気VVT機構)
図7は油圧式で排気用の可変バルブタイミング(VVT)機構33及び電動式で吸気用の可変バルブタイミング(VVT)機構90の動作を模式的に表している。図7に示すように、VVT33及びVVT90の各カムプーリ203は、クランク軸プーリ(スプロケット)9Aにより、タイミングチェーン114を介して駆動される。クランク軸プーリ9AとVVT33のカムプーリ203との間には、油圧式のチェーンテンショナ111が配設されている。また、VVT90のカムプーリ203とクランク軸プーリ9Aとの間には、チェーンガイド112が配設されている。VVT90のカム軸(図示せず)の端部には、後述するように、該カム軸の位相をシフトする電動モータ91が取り付けられている。
図7は油圧式で排気用の可変バルブタイミング(VVT)機構33及び電動式で吸気用の可変バルブタイミング(VVT)機構90の動作を模式的に表している。図7に示すように、VVT33及びVVT90の各カムプーリ203は、クランク軸プーリ(スプロケット)9Aにより、タイミングチェーン114を介して駆動される。クランク軸プーリ9AとVVT33のカムプーリ203との間には、油圧式のチェーンテンショナ111が配設されている。また、VVT90のカムプーリ203とクランク軸プーリ9Aとの間には、チェーンガイド112が配設されている。VVT90のカム軸(図示せず)の端部には、後述するように、該カム軸の位相をシフトする電動モータ91が取り付けられている。
図8は油圧式のVVT33と電動式のVVT90との各カム軸を含む斜視図である。また、図9は図8のIX−IX線における断面構成を表している。
図8及び図9に示すように、電動式のVVT90は、電動モータ91とカム軸18における位相のシフトを生じさせる変換部92とから構成される。
図9に示すように、変換部92は、ギヤプーリ(スプロケット)93と、ギヤプラネタリ94と、ギヤカム軸95とから構成されている。ギヤプーリ93は、カムプーリ203の周縁部にねじ留めされ、且つ、例えば34個の内歯を有し、タイミングチェーン114からカムプーリ203に伝わった回転力(トルク)をギヤプラネタリ94に伝える。ギヤプラネタリ94は、ギヤプーリ93の内歯と噛み合う、例えば33個の大外歯及び27個の小外歯を有している。ギヤカム軸95は、ギヤプラネタリ94の小外歯と噛み合う、例えば28個の内歯を有し、カム軸19の端部に固持されている。ここで、電動モータ91の変換部92による減速比は154となる。
(VVT作動速度の制御)
図10に示すように、本実施形態においては、エンジン2の回転速度ごとに、平坦路を所定の速度で走行できるエンジントルクラインであるR/Lラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において減気筒運転を可能とするように、排気バルブ15の開閉タイミングe1と、吸気バルブ14の開閉タイミングi1とを遅角側に設定している。減気筒運転時のシリンダ内への空気充填効率(ce)は、例えば0.4である。
図10に示すように、本実施形態においては、エンジン2の回転速度ごとに、平坦路を所定の速度で走行できるエンジントルクラインであるR/Lラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において減気筒運転を可能とするように、排気バルブ15の開閉タイミングe1と、吸気バルブ14の開閉タイミングi1とを遅角側に設定している。減気筒運転時のシリンダ内への空気充填効率(ce)は、例えば0.4である。
これに対し、図11に示すように、減気筒運転からトルクの要求が低い運転領域、又は高い運転領域に移行する際には、該減気筒運転から全気筒運転に移行する。なお、図11には、一例として、変速ギアが6速のR/Lライン(グラフA)と4速のR/Lライン(グラフB)とを同時に表している。グラフAは、負荷方向にR/Lラインを抜けて、減気筒運転から全気筒運転に移行する。また、グラフBは、エンジン回転方向にR/Lラインを抜けて、減気筒運転から全気筒運転に移行する。このとき、図12に示すように、排気バルブ15の開閉タイミングe2と、吸気バルブ14の開閉タイミングi2とを共に進角させる。さらに、減気筒運転から全気筒運転に移行する過渡期においては、排気バルブ15の進角作動速度を吸気バルブ14の進角作動速度よりも遅くする。図12の場合の空気充填効率(ce)は、例えば0.1である。
ここで、排気バルブ15の進角作動速度を吸気バルブ14の進角作動速度よりも遅くするには、排気用VVT33に対して、その進角側への位相シフト時に、上述した進角側通路215の流量(吐出量)を相対的に少なくなるように制御すればよい。
また、図10に示すように、R/Lラインから所定量だけ高いトルク範囲でも減気筒運転が可能となるように、排気バルブ15を高膨張比が確保される遅開きのバルブタイミングとしている。
さらに、この吸気バルブ14及び排気バルブ15の遅閉じにより、ポンピングロスが減少して燃費が改善される。また、図12に示すように、減気筒運転から全気筒運転に移行する過渡期において、排気バルブ15の進角作動速度を吸気バルブ14の進角作動速度よりも遅くする。これにより、いずれも進角側への位相シフト中の排気バルブ15(開閉タイミングe2)と吸気バルブ14(開閉タイミングi2)との開弁期間のオーバラップ量が小さくなることが抑制される。従って、排気バルブ15と吸気バルブ14との開弁期間のオーバラップ量が小さくなりにくくなるので、これによってもポンピングロスが減少して燃費が改善される。
図13は本実施形態に係るエンジン2の減気筒運転、すなわち2気筒運転時におけるエンジン回転数ごとの空気充填効率(ce)と排気用VVT33の遅角量との関係を示している。また、図14は本実施形態に係るエンジン2の全気筒運転、すなわち4気筒運転時におけるエンジン回転数ごとの空気充填効率(ce)と排気用VVT33の遅角量との関係を示している。いずれの場合も、空気充填効率は1気筒当たりの数値を表している。また、各グラフに付した数値1250、1500等はエンジン回転数(rpm)を表している。
図13に示すように、2気筒運転時には、1気筒当たり4気筒運転時の2倍の負荷となるため、空気充填効率(ce)が0.2以上及び0.6以下の負荷状態では、排気用VVT33の遅角量は30°CA(但し、CAはクランク角を表す。以下、同様。)以上となり、相対的に遅角側にシフトしていることが分かる。
一方、図14に示すように、4気筒運転時には、例えば低負荷側では1気筒当たりの空気充填効率が0.2未満となり、排気用VVT33の遅角量は30°CA未満であり、相対的に進角側にシフトすることが分かる。
図15は本実施形態に係る空気充填効率(ce)とバルブタイミングとの関係を表している。図15に示すように、排気バルブ15と吸気バルブ14との開弁期間のオーバラップ量OLは、空気充填効率(ce)が0.25から0.45の範囲で大きく、特に排気バルブ15(排気用VVT33)における上死点(TDC)からの遅角量が大きいことが分かる。なお、ここでの開閉弁のタイミングは、各バルブのリフト量が0.3mm時点でのタイミングとしている。
図16は本実施形態に係るVVT作動速度の制御方法を示す制御ブロック図である。本実施形態に係るVVTの作動速度を制御する、すなわちVVTの作動速度に制限を付与する対象は排気用のVVT33である。
図16に示すように、排気VVT要求進角マップブロックC01において、入力されるエンジン回転数及び空気充填効率から、VVT33の対応するマップ要求進角量が取得される。取得されたマップ要求進角量は、排気VVT速度制限要求ブロックC04に入力される。
一方、排気VVT速度制限値ブロックC02において、入力されるエンジン油温から、減気筒用及び全気筒用のVVT33におけるそれぞれ所定の速度制限値が取得される。取得された速度制限値は、スイッチブロックC03を介して、排気VVT速度制限要求ブロックC04に入力される。なお、スイッチブロックC03には、入力として、上記の排気VVTの速度制限値、及び減気筒(2気筒)運転か否かの「判定値」又は「速度制限なし」が入力され、これらは速度制限要求ブロックC04に入力される。
排気VVT速度制限要求ブロックC04からは、減気筒用又は全気筒用のいずれかの速度制限値に対応した排気VVT要求進角量が出力される。この後、出力された排気VVT要求進角量と現状の排気VVT実進角量との差分が算出され、この差分から、進角量の要求値(目標値)と実進角量との偏差(=「進角量の目/実偏差」)が算出されて、速度制限要求値と共に、進角F/B制御ブロックC05に入力される。
進角F/B制御ブロックC05において、入力された進角量の目/実偏差から、例えばPID(Proportional-Integral-Differential)制御法によりOCV駆動デューティが導出される。導出されたOCV駆動デューティは、図5に示した油圧制御バルブ(OCV)110に入力され、該油圧制御バルブ110が駆動される。
また、本実施形態においては、上述したように、油圧の生成にエンジントルクを用いているため、燃費の向上の観点から、エンジン2を含め、各装置(補機)の作動油圧に上限を設定している。
<第1の油圧制限>
図17は本実施形態に係る排気用のVVT作動速度における制限速度と油温との関係の一例を表している。ここでは、減気筒運転条件であって、エンジン2の潤滑用オイルの油圧を175kPaに制限した場合の、VVT33の遅角方向への作動速度(四角形■)と進角方向への作動速度(菱形◆)とを表している。
図17は本実施形態に係る排気用のVVT作動速度における制限速度と油温との関係の一例を表している。ここでは、減気筒運転条件であって、エンジン2の潤滑用オイルの油圧を175kPaに制限した場合の、VVT33の遅角方向への作動速度(四角形■)と進角方向への作動速度(菱形◆)とを表している。
図17に示すように、油温が20℃の場合は、VVT作動速度は、遅角方向が40°CA/sであり、進角方向が45°CA/sである。油温が30℃の場合は、VVT作動速度は、遅角方向が65°CA/sであり、進角方向が55°CA/sである。油温が50℃の場合は、VVT33の作動速度は、遅角方向が110°CA/sであり、進角方向が65°CA/sである。油温が80℃及び120℃の場合は、VVT作動速度は、遅角方向が110°CA/sであり、進角方向が80°CA/sである。
このように、本実施形態においては、排気用のVVT33は、遅角方向の作動速度が進角方向の作動速度よりも速い。VVT33の作動速度を制御するには、油圧制御バルブ110からの単位時間当たりのオイルの供給量の増減により行うことができる。
本実施形態においては、吸気用のVVT90に電動式VVTを用いているため、VVT90の作動速度をVVT33の制限速度の110°CA/sを超える設定とすることは容易である。
公知のように、潤滑油は温度が低いほど、その動粘度は高くなる。このため、潤滑油は温度が低いほど、VVT作動時の油圧の低下が大きくなり、すなわち、油圧の落ち代が大きくなる。このとき、低下した油圧が、減気筒運転の維持に必要な油圧である105kPaを下回らないように、マージンを含めて油圧が175kPaに設定されている。また、上述したオイルジェット28は200kPaで作動するため、減気筒運転中に該オイルジェット28が作動しない油圧としても、175kPaが選ばれている。
<第2の油圧制限>
図18は本実施形態に係る排気用のVVT作動速度における制限速度及び油圧と油温との関係の一例を表している。ここでは、減気筒運転条件であって、エンジン2の潤滑用オイルの油圧を油温40℃以上で低減する場合の、遅角方向への作動速度(実線)と進角方向への作動速度(破線)とを表している。なお、左縦軸はVVT作動速度を表し、右縦軸は油圧を表している。
図18は本実施形態に係る排気用のVVT作動速度における制限速度及び油圧と油温との関係の一例を表している。ここでは、減気筒運転条件であって、エンジン2の潤滑用オイルの油圧を油温40℃以上で低減する場合の、遅角方向への作動速度(実線)と進角方向への作動速度(破線)とを表している。なお、左縦軸はVVT作動速度を表し、右縦軸は油圧を表している。
図18に示すように、第2の油圧制限においては、油温が40℃となった時点で、40℃未満で設定されていた油圧を175kPaから150kPaに低減する。これと同時に、油温が40℃となった時点で、遅角方向のVVT作動速度を40°CA/sから80°CA/sに増加する。さらに、遅角方向のVVT作動速度は、油温が90℃となった時点で、80°CA/sから110°CA/sに増加する。一方、進角方向のVVT作動速度は、油温に拘わらず、40°CA/sの一定値としている。
第2の油圧制限においても、VVT90の作動速度をVVT33の制限速度の110°CA/sを超える設定とすることは容易である。
上述したように、本実施形態においては、排気用のVVT33の油圧作動室の構成として、遅角作動室208の室数を3とし、一方、進角作動室207の室数を4としている。これにより、VVT33における単位位相変化量当たり(°CA/s)のオイルの消費量を進角側よりも遅角側で少なくすることができる。従って、図18に示すように、例えば、油温が40℃以上では、VVT33における遅角方向への作動速度を、オイルの消費量が少なく油圧の落ち込みが小さい分、進角方向への作動速度よりも速くすることができる。
その上、油温が高くなるほど(例えば90℃)、その動粘度が低くなり、VVT33の作動時の油圧の落ち込み量が減るので、その作動速度を、例えば80°CA/sから110°CA/sに高めることができるようになる。
また、図18に示すように、油温が40℃となった時点で、油圧を175kPaから150kPaに低減する。このように、エンジン2の発生トルクで生成される油圧を下げることによって燃費が向上する。なお、この150kPaという油圧は、VVT作動時の油圧の低下によっても、減気筒運転の維持に必要な油圧である105kPaを下回らない油圧である。また、この油圧の150kPaという値は、エンジン2の潤滑、すなわちエンジン2の作動を維持するのに必要な最低限の油圧でもある。
本実施形態によると、油温の上昇に伴って、オイルポンプ36からの吐出油圧を低下させる。言い換えれば、油温が低くオイルの動粘度が高いほど、該吐出油圧を上昇させている。このようにすると、VVT33の作動時に、油温に拘わらず、減気筒運転の維持に必要な油圧を下回ることがない。その上、エンジン2の生成トルクによって作動するオイルポンプ36に対する負荷が低下するので、燃費が改善される。
なお、遅角方向のVVT作動速度を40°CA/sから80°CA/sに増加させる温度を40℃としたが、この変更温度は30℃〜50℃の間であればよい。また、このVVT作動速度を80°CA/sから110°CA/sに増加させる温度を90℃としたが、この変更温度は80℃〜100℃の間であればよい。
また、第2の油圧制限においては、遅角方向のVVT作動速度を段階的に上昇させたが、これに限られず、直線状に変化させてもよい。例えば、遅角方向のVVT作動速度を、温度が25℃では40°CA/sに設定し、120℃では110°CA/sに設定して、この2点を直線で結ぶように設定してもよい。
同様に、油圧においても、温度が25℃では175kPaに設定し、120℃では150kPaに設定して、この2点を直線で結ぶように設定してもよい。
−効果−
図15に示すように、R/Lラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において、少なくとも排気バルブの開閉タイミングを遅角側に設定することにより、減気筒運転が可能となる。この排気バルブ15の遅開きのバルブタイミングによって、燃焼ガスの高膨張比を得られるので、エンジントルクが増大する。さらに、吸気バルブ14及び排気バルブ15における開閉タイミングの遅角側への設定による遅閉じによって、ポンピングロスが減少するので燃費が向上する。
図15に示すように、R/Lラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において、少なくとも排気バルブの開閉タイミングを遅角側に設定することにより、減気筒運転が可能となる。この排気バルブ15の遅開きのバルブタイミングによって、燃焼ガスの高膨張比を得られるので、エンジントルクが増大する。さらに、吸気バルブ14及び排気バルブ15における開閉タイミングの遅角側への設定による遅閉じによって、ポンピングロスが減少するので燃費が向上する。
また、減気筒運転から全気筒運転に移行する際には、図14及び図15に示すように、排気バルブ15の開閉タイミングと吸気バルブ14の開閉タイミングとを共に進角させる。その上、図12に示すように、減気筒運転から移行する際の過渡期において、排気バルブ15の進角作動速度を吸気バルブ14の進角作動速度よりも遅くなるように設定している。これにより、いずれも進角側への位相シフト中の排気バルブ15と吸気バルブ14との開弁期間のオーバラップ量が増大する。従って、吸排気バルブ14、15の開弁期間のオーバラップによりポンピングロスが減少して燃費が改善される。
また、図17及び図18に示すように、排気用のVVT33の作動油圧を、エンジン2の作動を維持できると共に減気筒運転を維持できる最低限の値を下回らないように設定するため、エンジン2の油圧生成の負荷が減じるので、その分、燃費が改善される。
(他の実施形態)
本実施形態においては、速度制限の対象とするVVT機構として、油圧式で排気用のVVT33としたが、これに限られない。例えば、電動式で吸気用のVVT90を油圧式のVVT90とした場合には、速度制限の対象とするVVTは、VVT33及びVVT90のいずれか一方、又はその両方でもよい。
本実施形態においては、速度制限の対象とするVVT機構として、油圧式で排気用のVVT33としたが、これに限られない。例えば、電動式で吸気用のVVT90を油圧式のVVT90とした場合には、速度制限の対象とするVVTは、VVT33及びVVT90のいずれか一方、又はその両方でもよい。
本発明に係る自動車用エンジンは、油圧式の可変バルブタイミング機構と、エンジンの気筒の一部の作動を油圧の供給により休止させることによりエンジンの減気筒運転を行う油圧式のバルブ停止機構とを備えた自動車用エンジンとして有用である。
1 オイル供給装置
2 エンジン
3 ヘッドカバー
8 ピストン
9 クランク軸
14 吸気バルブ
15 排気バルブ
18 吸気側のカム軸
19 排気側のカム軸
25 バルブ停止機構付き油圧ラッシュアジャスタ
25a ピボット機構
25b バルブ停止機構
33 油圧式で排気用の可変バルブタイミング機構
35 排気側第1方向切替バルブ
36 可変容量型オイルポンプ
90 電動式で吸気用の可変バルブタイミング機構
91 電動モータ
92 変換部
110 油圧制御バルブ(OCV)
207 進角作動室
208 遅角作動室
2 エンジン
3 ヘッドカバー
8 ピストン
9 クランク軸
14 吸気バルブ
15 排気バルブ
18 吸気側のカム軸
19 排気側のカム軸
25 バルブ停止機構付き油圧ラッシュアジャスタ
25a ピボット機構
25b バルブ停止機構
33 油圧式で排気用の可変バルブタイミング機構
35 排気側第1方向切替バルブ
36 可変容量型オイルポンプ
90 電動式で吸気用の可変バルブタイミング機構
91 電動モータ
92 変換部
110 油圧制御バルブ(OCV)
207 進角作動室
208 遅角作動室
Claims (4)
- 吸気バルブ並びに排気バルブの開弁及び閉弁タイミングを共に同一方向に変化させる可変バルブタイミング機構を備えると共に、エンジンの部分負荷域で燃焼させる稼働気筒を減筒する自動車用エンジンであって、
前記エンジンの回転速度ごとに、平坦路を所定の速度で走行できるエンジントルクラインであるR/Lラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において減気筒運転が可能となるように、少なくとも前記排気バルブの開閉タイミングを遅角側に設定し、
前記減気筒運転からトルクの要求が低い運転領域又はトルクの要求が高い運転領域に移行する際には、前記吸気バルブ及び排気バルブのバルブタイミングを進角すると共に、該減気筒運転から移行する過渡期においては、前記排気バルブの進角作動速度を前記吸気バルブの進角作動速度よりも遅くする自動車用エンジン。 - 請求項1に記載の自動車用エンジンにおいて、
前記減気筒運転における低負荷側では、前記排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定することにより、前記吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を少なくする自動車用エンジン。 - 請求項1又は2に記載の自動車用エンジンにおいて、
高負荷側では、前記排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定する自動車用エンジン。 - 請求項3に記載の自動車用エンジンにおいて、
高負荷側では、前記排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定することにより、
前記吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を少なくする自動車用エンジン。
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JP2016212123A JP6315061B1 (ja) | 2016-10-28 | 2016-10-28 | 可変バルブタイミング機構付き自動車用エンジン |
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JP2016212123A JP6315061B1 (ja) | 2016-10-28 | 2016-10-28 | 可変バルブタイミング機構付き自動車用エンジン |
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-
2016
- 2016-10-28 JP JP2016212123A patent/JP6315061B1/ja active Active
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