CN104421017B

CN104421017B - 多汽缸发动机的控制装置

Info

Publication number: CN104421017B
Application number: CN201410404200.3A
Authority: CN
Inventors: 西本敏朗; 冈泽寿史; 桥本真宪; 佐佐木润三
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2013-08-22
Filing date: 2014-08-18
Publication date: 2017-08-22
Anticipated expiration: 2034-08-18
Also published as: CN104421017A; US20150053174A1; DE102014011842B4; DE102014011842A1; US9624843B2; JP2015040513A; JP6123575B2

Abstract

本发明涉及多汽缸发动机的控制装置，其中，在全汽缸运行时且发动机负荷为规定值以下的低负荷时，在曲轴（9）的角速度变化量大于规定阈值时（步骤S55中判定为“否”时），以使上述角速度变化量达到上述规定阈值以下的形式使由发动机（2）驱动的辅机的驱动负荷相对当前的该驱动负荷增大（步骤S59、S61）。

Description

多汽缸发动机的控制装置

技术领域

本发明属于涉及多汽缸发动机的控制装置的技术领域。

背景技术

以往，已知有执行使发动机的多个汽缸全部工作的全汽缸运行、和使作为全汽缸的一部分的特定汽缸暂停工作的减汽缸运行之间的切换的汽缸数控制发动机（例如参照下述的专利文献1）。在该专利文献1中公开了建筑机械的发动机控制装置具备由汽缸数控制发动机驱动的可变容量型油泵，在减汽缸运行时，通过将所驱动的汽缸的发动机转速降低至怠速转速，并且使上述油泵的排出流量达到最小，以此节约燃料。

又，例如在下述的专利文献2中公开了在通过ISC阀（ idle speed controlvalve；怠速转速控制阀）反馈控制怠速转速的发动机的转速控制装置中，设置通过辅机负荷用泵的排出压改变发动机的吸入空气量的辅机负荷空气量控制阀，推定通过该辅机负荷空气量控制阀的通过空气量，并且根据该通过空气量的单位时间的变化量增减ISC阀的驱动量，以此抑制因辅机负荷变化所导致的怠速转速的变化。

专利文献1：日本特开2004-270491号公报；

专利文献2：日本特开平8-165948号公报。

发明内容

然而，在减汽缸运行时暂停的特定汽缸中，能够想到设置具有使进气门及排气门中的至少一个气门停止工作的锁定机构的气门停止装置，并且通过该气门停止装置的锁定机构在减汽缸运行时使特定汽缸的进气门及排气门中的至少一个气门停止工作。在该情况下，上述锁定机构可以想到如下的结构：例如对构成气门驱动机构的构成构件之间的连接及非连接进行切换，以此切换气门的驱动及非驱动。

然而，在气门驱动机构上设置如上述那样的锁定机构时，在该锁定机构的部分上产生间隙，该间隙因制造误差而有差异。在考虑该间隙时，需要使特定汽缸的气门在凸轮升程特性中的斜坡（ramp）部的期间中的气门升程量大于特定汽缸以外的汽缸的气门升程量。

在这里，可以通过可变气门正时机构（VVT，variable valve timing），使进气门及排气门的开阀期间重叠，并且根据发动机的运行状态改变其重叠量（气门重叠量）。在该情况下，通过VVT实现的气门重叠量的最大变化量是有限的，因此为了在高负荷时尽量使气门重叠量增大，而优选的是在怠速时等的低负荷时也同样使进气门及排气门的开阀期间重叠。该低负荷时的气门重叠量是从燃烧稳定性的观点出发而决定的。即，在气门重叠量增大时，在各汽缸内内部EGR量与新气的量相比相对增多而导致燃烧稳定性下降，因此优选的是低负荷时的气门重叠量在能够确保燃烧稳定性的范围内设定为尽可能大的值。

而且，如上所述在气门驱动机构中设置锁定机构的情况下，在特定汽缸中斜坡部的期间中的气门升程量增大，因此导致低负荷时的特定汽缸的气门重叠量大于上述低负荷时的特定汽缸以外的汽缸的气门重叠量。因此，即使将上述低负荷时的特定汽缸以外的汽缸的气门重叠量如上述那样在能够确保燃烧稳定性的范围内设定为尽可能大的值，也仍导致上述低负荷时的特定汽缸的气门重叠量与其相比增大，因此存在特定汽缸中的燃烧稳定性下降，从而发生发动机转矩的变化的可能性。

在怠速时等的低负荷时，如上述专利文献1那样执行减汽缸运行时，发动机转矩的变化更进一步增大，因此为了减小发动机转矩的变化而优选的是执行全汽缸运行，但是即使是全汽缸运行，也同样如上所述在气门驱动机构上设置锁定机构的情况下，因特定汽缸中的燃烧稳定性的下降而发生发动机转矩的变动的可能性增高。又，如上述专利文献1所述，在怠速时等的低负荷时，将油泵的排出流量设为最小时，由于发动机负荷减少而吸入空气量减少，在各汽缸内内部EGR量相对于新气的量进一步增多，从而尤其在特定汽缸中的燃烧稳定性进一步下降，其结果导致发动机振动增大。

另一方面，可以考虑变更进气门的开阀时期（IVO）及排气门的闭阀时期（EVC）中的至少一个，从而在全汽缸中减少气门重叠量，但是在变更IVO或EVC时，导致在低负荷区域以外的区域上发动机性能（燃料消耗量、输出等）降低。

又，即使是在上述低负荷时使进气门及排气门的开阀期间不重叠的结构，也由于仅在特定汽缸中设置锁定机构，而尤其在发动机的累积运行时间变长时，在特定汽缸和其以外的汽缸中容易使气门开闭特性变化，因此有可能发生发动机转矩的变化。

本发明是鉴于上述问题而形成的，其目的是在设置具有使多汽缸发动机中作为全汽缸的一部分的特定汽缸的进气门及排气门中的至少一个气门根据该发动机的运行状态停止工作的锁定机构的气门停止装置的情况下，在发动机负荷为规定值以下的低负荷时，抑制发动机转矩的变化。这样的课题并未公开在上述专利文献1及2中，而成为新的课题。

为了实现上述目的，在本发明中，以具备具有使多汽缸发动机中作为全汽缸的一部分的特定汽缸的进气门及排气门中的至少一个气门根据该发动机的运行状态停止工作的锁定机构的气门停止装置和通过上述发动机进行驱动的辅机的多汽缸发动机的控制装置为对象，具备：检测上述发动机的曲轴的角速度变化量的角速度变化量检测装置；和控制上述辅机的驱动负荷的辅机控制装置；上述辅机控制装置形成为如下结构：在上述锁定机构不执行气门工作停止的全汽缸运行时且发动机负荷为规定值以下的低负荷时，在通过上述角速度变化量检测装置所检测的上述角速度变化量大于规定阈值时，以使上述角速度变化量达到上述规定阈值以下的形式执行使上述辅机的驱动负荷相对当前的该驱动负荷增大（即，在上述角速度变化量大于规定阈值时，使上述辅机的驱动负荷相对上述角速度变化量为规定值以下时的驱动负荷增大）的辅机驱动负荷增大控制。

根据上述结构，在发动机负荷为规定值以下的低负荷时进气门及排气门的开阀期间重叠，在该低负荷时，特定汽缸的气门重叠量大于特定汽缸以外的汽缸的气门重叠量，从而导致曲轴的角速度变化量大于规定阈值，即便如此，在曲轴的角速度变化量大于规定阈值时，使辅机的驱动负荷相对该角速度变化量大于该规定阈值的当前的该驱动负荷增大，因此发动机负荷增大，借助于此，吸入空气量增大，在各汽缸内新气的量相对内部EGR量增大且燃料喷射量也增大，因此在包括特定汽缸的全汽缸中燃烧稳定性得到改善。又，即使是在上述低负荷时使进气门及排气门的开阀期间不重叠的结构，也通过辅机的驱动负荷的增大而使发动机负荷增大，以此减少发动机转矩的变化量。因此，在设置具有锁定机构的气门停止装置的情况下，可以通过简单的方法在发动机负荷为规定值以下的低负荷时抑制发动机转矩的变化。

在本发明的一个实施形态中，在上述多汽缸发动机的控制装置中，上述辅机包括通过油压路径向上述发动机的润滑部及油压工作装置供给油的可变容量型油泵；上述辅机控制装置包括在上述辅机驱动负荷增大控制中，使上述油泵的排出量相对当前的排出量增大的泵控制装置。

借助于此，可以容易地使辅机的驱动负荷增大，并且可以稳定地控制辅机（油泵）的驱动负荷。

如上所述，在上述辅机包括上述可变容量型油泵的情况下，优选的是还具备检测上述油压路径中的油压的油压检测装置；上述泵控制装置形成为如下结构：在不执行上述辅机驱动负荷增大控制的情况下，以使上述油压检测装置检测的油压达到根据上述发动机的运行状态预先设定的目标油压的形式控制上述油泵的排出量，并且在上述辅机驱动负荷增大控制中，使上述目标油压相对当前的目标油压增大（即，使上述目标油压相对不执行上述辅机驱动负荷增大控制的情况下的目标油压增大），以此使上述油泵的排出量相对当前的排出量增大（即，使上述油泵的排出量相对不执行上述辅机驱动负荷增大控制的情况下的排出量增大）。

通过上述结构，可以在不执行辅机驱动负荷增大控制的情况下，无论发动机的运行状态处于怎样的状态，都能够确保油压工作装置的工作油压，且可以使油泵的驱动负荷保持适当，一直谋求燃料消耗量的改善。又，在辅机驱动负荷增大控制中，在使油泵的驱动负荷增大的情况下，可以容易地使油泵的驱动负荷增大。

在上述辅机控制装置包括上述泵控制装置的情况的一个实施形态中，上述油压工作装置包括在上述全汽缸中变更进气门及排气门中的至少一个的气门特性的油压工作式气门特性变更装置、和作为上述气门停止装置的油压工作式气门停止装置。

通过上述结构，可以确保油压工作式气门特性变更装置（可变气门正时机构）及油压工作式气门停止装置的各工作油压，且使油泵的驱动负荷保持适当，可以谋求燃料消耗量的改善。

在上述辅机控制装置包括上述泵控制装置的情况下，优选的是还具备检测上述油压路径中的油的温度的油温检测装置；上述泵控制装置形成为在上述辅机驱动负荷增大控制中，基于通过上述油温检测装置检测出的油的温度设定上述目标油压相对当前的目标油压的增大量的结构。

借助于此，在上述全汽缸运行时且上述低负荷时同时上述角速度变化量大于上述规定阈值时，可以根据油的温度（粘度）使辅机（油泵）的驱动负荷适当增大。

优选的是在上述辅机包括上述可变容量型油泵、和发电机（例如交流发电机）的情况下，上述辅机控制装置形成为如下结构：在上述辅机驱动负荷增大控制中，在使上述辅机的驱动负荷相对当前的该驱动负荷增大时，在可以使上述发电机的驱动负荷增大的情况下，使上述发电机的驱动负荷增大，而将上述油泵的排出量的增大量仅调节与该发电机的驱动负荷的增大量相应的量。

通过上述结构，发电机的发电电力可以有效利用于搭载有发动机的车辆的电池和电装品等中，因此可以防止使辅机的驱动负荷无用地增大，通过抑制发动机转矩的变化以此可以尽可能抑制燃料消耗量的恶化。

如上所述，根据本发明的多汽缸发动机的控制装置，在全汽缸运行时且发动机负荷为规定值以下的低负荷时，在曲轴的角速度变化量大于规定阈值的情况下，以上述角速度变化量达到上述规定阈值以下的形式使由发动机驱动的辅机的驱动负荷相对当前的该驱动负荷增大，以此可以在上述全汽缸运行时且上述低负荷时抑制发动机转矩的变化，从而可以减少因该变化导致的发动机振动。尤其在上述低负荷时使进气门及排气门的开阀期间重叠的结构中，在上述全汽缸运行时且上述低负荷时，可以在包括特定汽缸的全汽缸中改善燃烧稳定性，其结果是可以减少发动机转矩的变化。

附图说明

图1是示出由根据本发明的实施形态的控制装置控制的多汽缸发动机的概略结构的剖视图；

图2是示出油压工作式气门停止装置的结构及工作的剖视图；

图3中的图3（a）是示出可变气门正时机构的概略结构的剖视图，图3（b）是示出进气门和排气门的气门特性（相位与升程量之间的关系）的图表；

图4是示出油供给装置的概略结构的图；

图5是示出可变容量型油泵的特性的图；

图6是示出发动机的减汽缸运行区域的图；

图7是用于对泵的目标油压的设定进行说明的图；

图8是示出相对于发动机的运行状态的目标油压的油压控制映射图（map）；

图9是示出相对于发动机的运行状态的占空比的占空比映射图（map）；

图10是示出通过控制器执行的油泵的流量（排出量）控制的动作的流程图；

图11是示出通过控制器执行的发动机的汽缸数控制的动作的流程图；

图12是示出从全汽缸运行切换为减汽缸运行时的发动机的运行状态的时序图；

图13是示出通过控制器执行的辅机驱动负荷增大控制的动作的流程图；

符号说明：

2 多汽缸发动机；

14 进气门；

15 排气门；

25b 气门停止机构（油压工作式气门停止装置的锁定机构）（油压工作装置）；

32 进气侧可变气门正时机构（油压工作式气门特性变更装置）（油压工作装置）；

33 排气侧可变气门正时机构（油压工作式气门特性变更装置）（油压工作装置）；

36 可变容量型油泵（辅机）；

70 油压传感器（油压检测装置）；

71 曲轴角传感器（角速度变化量检测装置）；

73 油温传感器（油温检测装置）；

81 交流发电机（发电机）（辅机）；

100 控制器（辅机控制装置）（泵控制装置）（角速度变化量检测装置）。

具体实施方式

以下，基于附图对本发明的实施形态进行详细说明。

图1示出通过根据本发明的实施形态的控制装置进行控制的多汽缸发动机2（以下简称为发动机2）。该发动机2是第一汽缸至第四汽缸依次在垂直于图1的纸面的方向上直列配置的直列四缸汽油发动机，并且搭载于汽车等的车辆中。在发动机2中，凸轮盖（cam cap）3、汽缸盖4、汽缸体5、曲轴箱（未图示）及油底壳6（参照图4）在上下方向上连接，在形成于汽缸体5中的四个汽缸孔（cylinder bore）7内分别可滑动的活塞8与旋转自如地支持于上述曲轴箱的曲轴9通过连杆10连接，通过汽缸体5的汽缸孔7、活塞8和汽缸盖4对于每个汽缸分别形成有燃烧室11。

在汽缸盖4上设置有向燃烧室11开口的进气道12及排气道13，将进气门12及排气门13分别进行开闭的进气门14及排气门15分别配备在各气道12、13上。这些进气门14及排气门15形成为如下结构：分别通过回位弹簧16、17受到向关闭方向（图1上方）的施力，并且通过设置于旋转的凸轮轴18、19的外周上的凸轮部18a、19a向下方按压旋转自如地设置于摇臂20、21的大致中央部上的凸轮从动件20a、21a，并且使该摇臂20、21以设置于摇臂20、21的一端侧的枢接机构25a（参照图2）的顶部为支点摇动，以此通过摇臂20、21的另一端部与回位弹簧16、17的施力相抵抗地向下按压进气门14及排气门15而执行打开动作。

作为位于发动机2的汽缸列方向中央部的第二汽缸及第三汽缸的摇臂20、21的枢接机构（与下述的HLA 25的枢接机构25a相同的结构），设置有通过油压自动地将气门间隙调节为零的众所周知的油压间隙调节器24（以下使用hydraulic lash adjuster的简称，称为HLA 24）。另外，HLA 24仅在图4中示出。

又，对于位于发动机2的汽缸列方向两端部上的第一汽缸及第四汽缸的摇臂20、21，设置有具备枢接机构25a的带有气门停止机构的HLA 25（具体参照图2）。该带有气门停止机构的HLA 25形成为能够与HLA 24相同地将气门间隙自动调节为零的结构，而且在使作为发动机2的全汽缸中的一部分的第一汽缸及第四汽缸（相当于特定汽缸）暂停工作的减汽缸运行时，使第一汽缸及第四汽缸的进排气门14、15停止工作（停止开闭动作），另一方面，在使全部汽缸（四个汽缸）进行工作的全汽缸运行时，使第一汽缸及第四汽缸的进排气门14、15工作（进行开闭动作）。第二汽缸及第三汽缸的进排气门14、15无论在减汽缸运行时还是在全汽缸运行时均进行工作。因此，在减汽缸运行时，在发动机2的全汽缸中仅第一汽缸及第四汽缸的进排气门14、15停止工作，在全汽缸运行时，全汽缸的进排气门14、15进行工作。另外，减汽缸运行及全汽缸运行如下所述可根据发动机2的运行状态进行切换。

在汽缸盖4上的与第一汽缸及第四汽缸对应的进气侧及排气侧的部分上分别设置有用于插入并安装上述带有气门停止机构的HLA 25的下端部的安装孔26、27。又，在汽缸盖4上的与第二汽缸及第三汽缸对应的进气侧及排气侧的部分上设置有用于插入并安装上述HLA 24的下端部的与安装孔26、27相同的安装孔。此外，在汽缸盖4上穿设有分别与用于带有气门停止机构的HLA 25的安装孔26、27连通的两个油路61、63；62、64，在带有气门停止机构的HLA 25与安装孔26、27嵌合的状态下，油路61、62形成为供给使带有气门停止机构的HLA 25中的下述的气门停止机构25b（参照图2）工作的油压（工作压）的结构，油路63、64形成为供给用于使带有气门停止机构的HLA 25的枢接机构25a将气门间隙自动地调节为零的油压的结构。另外，用于HLA 24的安装孔仅与油路63、64连通。关于上述油路61～64，根据图4在后文详细叙述。

在汽缸体5中设置有在汽缸孔7的排气侧的侧壁内在汽缸列方向上延伸的主油道54。在该主油道54的下侧附近，对于每个活塞8分别设置有与该主油道54连通的活塞冷却用油喷射器（oil jet）28（油喷射阀）。该油喷射器28形成为具有配置于活塞8的下侧的喷嘴部28a，从该喷嘴部28a向活塞8的顶部的背面喷射发动机油（以下简称为油）的结构。

在各凸轮轴18、19的上方设置有由管形成的油喷淋器（oil shower）29、30，形成为将润滑用的油从该油喷淋器29、30滴落至位于其下方的凸轮轴18、19的凸轮部18a、19a、和位于进一步下方的摇臂20、21与凸轮从动件20a、21a的接触部上的结构。

接着，参照图2说明作为油压工作装置的一种的油压工作式气门停止装置的气门停止机构25b（相当于锁定机构）。该气门停止机构25b是通过油压工作使作为发动机2的全汽缸的一部分的第一汽缸及第四汽缸的进排气门14、15中的至少一个气门（本实施形态中为两个气门）根据发动机2的运行状态停止工作的机构。借助于此，在根据发动机2的运行状态而切换为减汽缸运行时，通过气门停止机构25b停止第一汽缸及第四汽缸的进排气门14、15的开闭动作，在切换为全汽缸运行时，并不通过气门停止机构25b停止气门工作，而是执行第一汽缸及第四汽缸的进排气门14、15的开闭动作。

在本实施形态中，气门停止机构25b设置于带有气门停止机构的HLA 25上。借助于此，带有气门停止机构的HLA 25具备枢接机构25a和气门停止机构25b。枢接机构25a具有与通过油压将气门间隙自动地调节为零的、众所周知的HLA 24的枢接机构实质上相同的结构。

上述气门停止机构25b具备：将枢接机构25a在轴方向上滑动自如地容纳的有底的外筒251；以在该外筒251的侧周面上相对置地设置的两个贯通孔251a中可进出的形式进行设置，将位于上方的轴方向上滑动自如的枢接机构25a可切换为锁定状态或锁定解除状态的一对锁销252；对该对锁销252向径方向外侧施力的锁定弹簧253；和设置于外筒251的内底部和枢接机构25a的底部之间，向外筒251的上方按压枢接机构25a并进行施力的空转弹簧（lost motion spring）254。

如图2（a）所示，在锁销252与外筒251的贯通孔251a嵌合而使枢接机构25a处于向上方突出并固定的锁定状态时，处于该锁定状态的枢接机构25a的顶部成为摇臂20、21的摇动的支点，因此在通过凸轮轴18、19的旋转而凸轮部18a、19a向下方按压凸轮从动件20a、21a时，与回位弹簧16、17的施力相抵抗地向下方按压进排气门14、15而开阀。因此，通过对于第一汽缸及第四汽缸使气门停止机构25b处于该锁定状态，以此可以执行全汽缸运行。

另一方面，如图2（b）所示，在通过工作油压按压两个锁销252的外侧端面时，两个锁销252以与锁定弹簧253的压缩力相抵抗地相互接近的形式向外筒251的径方向内侧后退，从而无法与外筒251的贯通孔251a嵌合，借助于此，位于锁销252的上方的枢接机构25a处于可在轴方向上移动的锁定解除状态。

在该锁定解除状态下，与空转弹簧254的施力相抵抗地向下方按压枢接机构25a时，处于图2（c）所示的气门停止状态。即，形成为对进排气门14、15向上方施加的回位弹簧16、17的施力大于对枢接机构25a向上方施加的空转弹簧254的施力的结构，因此在上述锁定解除状态下，通过凸轮轴18、19的旋转使凸轮部18a、19a向下方按压凸轮从动件20a、21a时，进排气门14、15的顶部成为摇臂20、21的摇动的支点，进排气门14、15保持闭阀状态，并且与空转弹簧254的施力相抵抗地向下方按压枢接机构25a。因此，通过使气门停止机构25b处于锁定解除状态，以此可以执行减汽缸运行。

接着，参照图3说明作为在发动机2的全汽缸中将进气门14及排气门15中的至少一个（本实施形态中为两个）的气门特性通过油压工作进行变更的油压工作式气门特性变更装置的可变气门正时机构32、33（以下简称为VVT）。VVT 32是进气侧的VVT，VVT 33是排气侧的VVT。VVT 32、33也与油压工作式气门停止装置相同地为油压工作装置。

VVT 32、33具有大致圆环状的外壳321、331、和容纳于该外壳321、331的内部的转子322、332，外壳321、331可一体旋转地连接于与曲轴9同步旋转的凸轮滑轮323、333，转子322、332与开闭进排气门14、15的凸轮轴18、19可一体旋转地连接。在外壳321、331的内部形成有多个由外壳321、331的内周面和设置于转子322、332的叶片324、334所区划的延迟油压室325、335和提前油压室326、336。这些延迟油压室325、335及提前油压室326、336通过第一方向切换阀34、35（参照图4）与供给油的下述的可变容量型油泵36（参照图4）连接。在通过该第一方向切换阀34、35的控制向延迟油压室325、335内导入油时，通过油压使凸轮轴18、19向与其旋转方向（图3（a）的箭头方向）相反的方向运动，因此进排气门14、15的打开时期延迟，另一方面，在将油导入至提前油压室326、336中时，通过油压使凸轮轴18、19向其旋转方向运动，因此提前进排气门14、15的打开时期。

图3（b）示出进气门14及排气门15的开阀相位，如图可知，在通过VVT 32（和/或33）将进气门14的开阀相位向提前方向（参照图3（b）的箭头）变更（和/或将排气门15的开阀相位向延迟方向变更）时，排气门15的开阀期间和进气门14的开阀期间（参照单点划线）相重叠。像这样通过使进气门14及排气门15的开阀期间重叠，以此可以增加发动机燃烧时的内部EGR量，从而可以减少泵损失而改善燃料消耗性能。又，还能够抑制燃烧温度，因此抑制NO_X的发生而谋求排气净化。另一方面，在通过VVT 32（和/或33）将进气门14的开阀相位向延迟方向变更（和/或将排气门15的开阀相位向提前方向变更）时，进气门14的开阀期间（参照实线）与排气门15的开阀期间的气门重叠量减少，因此在如怠速时等那样发动机负荷为规定值以下的低负荷时，可以确保稳定燃烧性。在本实施形态中，为了在高负荷时尽可能使气门重叠量增大，而在上述低负荷时也使进气门14及排气门15的开阀期间重叠。

接着，参照图4详细说明用于向上述发动机2供给油的油供给装置1。如图所示，油供给装置1具备通过曲轴9的旋转进行驱动的可变容量型油泵36（以下称为油泵36）、和与油泵36连接而将通过油泵36升压的油导入至发动机2的润滑部及油压工作装置中的供油通路50（油压路径）。油泵36是由发动机2驱动的辅机，作为由发动机2驱动的辅机，除此以外还有作为由发动机2驱动并发电的发电机的交流发电机81（参照图4）等。

上述供油通路50由管和穿设于汽缸盖4、汽缸体5等中的通路等构成。供油通路50具备：与油泵36连通，从油泵36（具体而言，下述的排出口361b）延伸至汽缸体5内的分叉点54a的第一连通路51；在汽缸体5内在汽缸列方向上延伸的上述主油道54；从该主油道54上的分叉点54b延伸至汽缸盖4的第二连通路52；在汽缸盖4内在进气侧和排气侧之间大致水平方向上延伸的第三连通路53；和在汽缸盖4内从第三连通路53分叉的多个油路61～69。

上述油泵36是通过变更该油泵36的容量而改变油泵36的油排出量的公知的可变容量型油泵，并且具备：由具有一端侧开口且内部由截面圆形状的空间构成的泵容纳室的泵主体、和封闭该泵主体的上述一端开口的盖构件构成的外壳361；旋转自如地支持于该外壳361，并且贯通上述泵容纳室的大致中心部且由曲轴9旋转驱动的驱动轴362；由旋转自如地容纳于上述泵容纳室内并且中心部与驱动轴362结合的转子363、及分别进出自如地容纳于该转子363的外周部上以辐射状切割形成的多个切口（slit）内的叶片364构成的泵要素；在该泵要素的外周侧上相对于转子363的旋转中心可偏心地配置，与转子363及相邻接的叶片364一起区划多个作为工作油室的泵室365的凸轮环366；容纳于上述泵主体内，作为总是对凸轮环366向相对于转子363的旋转中心的凸轮环366的偏心量增大的一侧进行施力的施力构件的弹簧367；和滑动自如地配置在转子363的内周侧的两侧部上的、与转子363相比小径的一对环构件368。外壳361具备向内部的泵室365供给油的吸入口361a、和从泵室365排出油的排出口361b。在外壳361的内部形成有由该外壳361的内周面和凸轮环366的外周面区划的压力室369，并且设置有向该压力室369开口的导入孔369a。油泵36形成为如下结构：通过从导入孔369a向压力室369导入油，以此使凸轮环366相对于支点361c摇动，转子363相对于凸轮环366相对偏心，从而油泵36的排出容量变化。

油泵36的吸入口361a与面向油底壳6的滤油器（oil strainer）39连接。在与油泵36的排出口361b连通的第一连通路51上，从上游侧至下游侧依次配置有油滤清器（oilfilter）37及油冷却器38，贮留在油底壳6内的油通过滤油器39由油泵36抽汲后，通过油滤清器37进行过滤且通过油冷却器38进行冷却后导入至汽缸体5内的主油道54中。

主油道54与用于向四个活塞8的背面侧喷射冷却用油的上述油喷射器28、配置于转动自如地支持曲轴9的五个主轴颈（main journal）上的金属轴承的油供给部41、和旋转自如地连接四个连杆的配置于曲轴9的曲轴销上的金属轴承的油供给部42连接，在该主油道54中总是供给油。

主油道54上的分叉点54c的下游侧与向油压式紧链器（chain tensioner）供给油的油供给部43、和通过线性电磁阀49从导入孔369a向油泵36的压力室369供给油的油路40连接。

从第三连通路53的分叉点53a分叉的油路68形成为通过排气侧第一方向切换阀35与用于变更排气门15的开闭时期的排气侧VVT 33的提前油压室336及延迟油压室335连接，并且通过控制第一方向切换阀35以此供给油的结构。又，从分叉点53a分叉的油路64与配置于排气侧的凸轮轴19的凸轮轴颈上的金属轴承的油供给部45（参照图4的白色三角）、HLA24（参照图4的黑色三角）、和带有气门停止机构的HLA 25（参照图4的白色椭圆）连接，向该油路64总是供给油。此外，从油路64的分叉点64a分叉的油路66与向排气侧的摇臂21供给润滑用油的油喷淋器30连接，并且向该油路66总是供给油。

对于进气侧也与排气侧相同，从第三连通路53的分叉点53c分叉的油路67通过进气侧第一方向切换阀34与用于变更进气门14的开闭时期的VVT 32的提前油压室326及延迟油压室325连接。又，从分叉点53d分叉的油路63与配置于进气侧的凸轮轴18的凸轮轴颈上的金属轴承的油供给部44（参照图4的白色三角）、HLA 24（参照图4的黑色三角）、和带有气门停止机构的HLA 25（参照图4的白色椭圆）连接。此外，从油路63的分叉点63a分叉的油路65与向进气侧的摇臂20供给润滑用油的油喷淋器29连接。

又，在从第三连通路53的分叉点53c分叉的油路69上配设有将油的流动方向仅限制在从上游侧向下游侧的一个方向上的止回阀48、和位于止回阀48和分叉点53c之间且检测供油通路50（与油路69上的止回阀48相比靠近上游侧）上的油压的油压传感器70。油压传感器70构成检测在用于通过油泵36向发动机2的润滑部及油压工作装置供给油的油压路径（供油通路50）中的油压的油压检测装置。

上述油路69在止回阀48的下游侧的分叉点69a上向与用于带有气门停止机构的HLA 25的安装孔26、27连通的上述两个油路61、62分叉。油路61、62形成为通过进气侧及排气侧的第二方向切换阀46、47与进气侧及排气侧的带有气门停止机构的HLA 25的气门停止机构25b分别连接，并且通过控制这些第二方向切换阀46、47以此向各气门停止机构25b供给油的结构。

供给至旋转自如地支持曲轴9及凸轮轴18、19的金属轴承、和活塞8、凸轮轴18、19等中的润滑用及冷却用油在结束冷却或润滑后，通过未图示的排油油路滴落至油底壳6内，通过油泵36再次循环。

上述发动机2的工作由控制器100控制。控制器100中输入来自于检测发动机2的运行状态的各种传感器的检测信息。控制器100例如通过曲轴角传感器71检测曲轴9的旋转角度，并且基于该检测信号检测发动机旋转速度。又，通过节气门位置传感器72检测由搭载有发动机2的车辆的乘员执行的加速器踏板的踩踏量（加速器开度），并且基于此检测发动机负荷。此外，通过油温传感器73及上述油压传感器70分别检测上述油压路径中的油的温度及压力。油温传感器73配设在上述油压路径（本实施形态中，供油通路50的第三连通路53）上。此外，通过设置在凸轮轴18、19的附近的凸轮角传感器74检测凸轮轴18、19的旋转相位，并且基于该凸轮角检测VVT 32、33的工作角。又，通过水温传感器75检测冷却发动机2的冷却水的温度（以下称为水温）。

控制器100是基于众所周知的微型计算机的控制装置，具备：输入来自于各种传感器（油压传感器70、曲轴角传感器71、节气门位置传感器72、油温传感器73、凸轮角传感器74、水温传感器75等）的检测信号的信号输入部；执行与控制相关的运算处理的运算部；向作为控制对象的装置（第一方向切换阀34、35、第二方向切换阀46、47、线性电磁阀49、交流发电机81等）输出控制信号的信号输出部；和存储控制所需的程序和数据等（下述的油压控制映射图（map）和占空比映射图（map）等）的存储部。

线性电磁阀49是用于根据发动机2的运行状态控制来自于油泵36的排出量的流量（排出量）控制阀。在线性电磁阀49开阀时油被供给至油泵36的压力室369中，但是线性电磁阀49本身的结构是众所周知的，因此省略说明。另外，作为流量（排出量）控制阀，不限于线性电磁阀49，例如也可以使用电磁控制阀。

控制器100向线性电磁阀49发送与发动机2的运行状态相对应的占空比（dutycycle）的控制信号，并且通过线性电磁阀49控制向油泵36的压力室369供给的油压。通过该压力室369的油压控制凸轮环366的偏心量而控制泵室365的内部容积的变化量，以此控制油泵36的流量（排出量）。即，根据上述占空比控制油泵36的容量。在这里，油泵36通过发动机2的曲轴9进行驱动，因此如图5所示油泵36的流量（排出量）与发动机旋转速度成比例。而且，在占空比表示为向线性电磁阀49的通电时间相对一周期的时间的比例的情况下，如图所示，占空比越大，向油泵36的压力室369的油压增大，油泵36的流量相对于发动机旋转速度的斜率减小。随着油泵36的排出量增大，由发动机2驱动的油泵36的驱动负荷增大，从而油泵36的排出量的控制即也是油泵36的驱动负荷的控制。

像这样，控制器100构成变更油泵36的容量而控制油泵36的排出量的泵控制装置，并且构成控制作为辅机的油泵36的驱动负荷的辅机控制装置。又，控制器100还控制作为辅机的交流发电机81的驱动负荷。

接着，参照图6说明发动机2的减汽缸运行。将发动机2的减汽缸运行或全汽缸运行根据发动机2的运行状态进行切换。即，从发动机旋转速度、发动机负荷及发动机2的水温所掌握的发动机2的运行状态在位于图示的减汽缸运行区域内时，执行减汽缸运行。又，如图所示，与该减汽缸运行区域相邻地设置有减汽缸运行准备区域，并且在发动机的运行状态位于该减汽缸运行准备区域内时，作为执行减汽缸运行的准备，使油压向气门停止机构25b的所需油压预先升压。然后，在发动机2的运行状态位于这些减汽缸运行区域及减汽缸运行准备区域以外时，执行全汽缸运行。

参照图6（a），在规定的发动机负荷（L₀以下）下加速而发动机旋转速度上升的情况下，在发动机旋转速度小于规定旋转速度V₁时，执行全汽缸运行，在发动机旋转速度为V₁以上且小于V₂（＞V₁）时，进入减汽缸运行的准备，在发动机旋转速度达到V₂以上时，执行减汽缸运行。又，例如在规定的发动机负荷（L₀以下）下减速而发动机旋转速度下降的情况下，在发动机旋转速度为V₄以上时，执行全汽缸运行，在发动机旋转速度为V₃（＜V₄）以上且小于V₄时，执行减汽缸运行的准备，在发动机旋转速度达到V₃以下时，执行减汽缸运行。

参照图6（b），在规定的发动机旋转速度（V₂以上V₃以下）、规定的发动机负荷（L₀以下）下行驶，并且发动机2处于暖机而水温上升的情况下，在水温小于T₀时执行全汽缸运行，在水温为T₀以上且小于T₁时进行减汽缸运行的准备，在水温达到T₁以上时执行减汽缸运行。

假设在没有设置上述减汽缸运行准备区域的情况下，在从全汽缸运行切换为减汽缸运行时，在发动机2的运行状态进入减汽缸运行区域后使油压升压至气门停止机构25b的所需油压，但是执行减汽缸运行的时间相应缩短油压达到所需油压的时间的量，因此执行该减汽缸运行的时间的缩短相应地导致发动机2的燃料效率下降。

因此，在本实施形态中，为了最高限度提高发动机2的燃料效率，而以与减汽缸运行区域相邻地设置减汽缸运行准备区域，在该减汽缸运行准备区域中预先使油压升压，而消除油压达到所需油压的时间所相应的损失的形式设定目标油压（参照图7（a））。

另外，如图6（a）所示，也可以将与减汽缸运行区域的高发动机负荷侧相邻的由单点划线表示的区域作为减汽缸运行准备区域。借助于此，例如也可以在规定的发动机旋转速度（V₂以上V₃以下）下发动机负荷下降的情况下，在发动机负荷为L₁（＞L₀）以上时，执行全汽缸运行，在发动机负荷为L₀以上且小于L₁时，进入减汽缸运行的准备，在发动机负荷为L₀以下时，执行减汽缸运行。

接着，参照图7说明各油压工作装置（在这里，除了气门停止机构25b及VVT 32、33以外，油喷射器28、和曲轴9的轴颈等的金属轴承等也包含在油压工作装置中）的所需油压、和油泵36的目标油压。本实施形态的油供给装置1通过一个油泵36向多个油压工作装置供给油，并且各油压工作装置需要的所需油压随着发动机2的运行状态而变化。因此，为了在发动机2的所有运行状态中得到所有的油压工作装置所需的油压，该油泵36需要对于每个发动机2的运行状态将各油压工作装置的所需油压中最高的所需油压以上的油压设定为与该发动机2的运行状态相对应的目标油压。为此，在本实施形态中，只要以满足在所有的油压工作装置中所需油压比较高的气门停止机构25b、油喷射器28、曲轴9的轴颈等的金属轴承及VVT 32、33的所需油压的形式设定目标油压即可。因为，如果像这样设定目标油压，则所需油压比较低的其他油压工作装置理所当然满足所需油压。

参照图7（a），在发动机2的低负荷运行时，所需油压比较高的油压工作装置是VVT32、33、金属轴承及气门停止机构25b。这些各油压工作装置的所需油压随着发动机2的运行状态而变化。例如，VVT 32、33的所需油压（在图7中记载为“VVT所需油压”）在发动机旋转速度为V₀（＜V₁）以上时大致保持一定。金属轴承的所需油压（在图7中记载为“金属所需油压”）随着发动机旋转速度增大而增大。气门停止机构25b的所需油压（在图7中记载为“气门停止所需油压”）在规定范围的发动机旋转速度（V₂～V₃）下大致保持一定。而且，在对于每个发动机旋转速度比较这些所需油压的大小时，在发动机旋转速度低于V₀时只有金属所需油压，在发动机旋转速度为V₀～V₂时，VVT所需油压最高，在发动机旋转速度为V₂～V₃时气门停止所需油压最高，在发动机旋转速度为V₃～V₆时VVT所需油压最高，在发动机旋转速度为V₆以上时金属所需油压最高。因此，对于每个发动机旋转速度将上述最高所需油压设定为基准目标油压时，需要将该基准目标油压以上的油压设定为油泵36的目标油压。

在这里，在执行减汽缸运行的发动机旋转速度（V₂～V₃）的前后的发动机旋转速度（V₁～V₂、V₃～V₄）下，为了准备减汽缸运行而将目标油压以使其向气门停止所需油压预先升压的形式从基准目标油压进行修正而设定。借助于此，可以如图6所述消除在发动机旋转速度达到执行减汽缸运行发动机旋转速度时油压达到气门停止所需油压的时间所相应的损失，从而可以改善发动机的燃料效率。通过该修正设定的油泵36的目标油压（在图7中记载为“油泵目标油压”）的一个示例由图7（a）的粗线（V₁～V₂、V₃～V₄）所表示。

此外，也可以在考虑到油泵36的响应延迟和油泵36的过负荷等时，关于对基准目标油压执行前述的减汽缸运行准备的修正后的油压，以保持所需油压以上的油压下随着发动机旋转速度而逐渐增加或减少的形式进行修正而设定为目标油压，从而减小在所需油压相对发动机旋转速度急剧变化的发动机旋转速度（例如V₀、V₁、V₄）下的油压的变化。执行该修正而设定的油泵36的目标油压的一个示例在图7（a）中由粗线（V₀以下、V₀～V₁、V₄～V₅）所表示。

参照图7（b），在发动机2的高负荷运行时，所需油压较高的油压工作装置是VVT32、33、金属轴承及油喷射器28。与低负荷运行的情况相同地，这些各油压工作装置的所需油压随着发动机2的运行状态而变化，例如，VVT所需油压在发动机旋转速度为V₀’以上时大致保持一定，金属所需油压随着发动机旋转速度增大而增大。又，油喷射器28的所需油压在发动机旋转速度小于V₂’时为0，从此处至一定的旋转速度为止是随着发动机旋转速度而增高，在该旋转速度以上时保持一定。

高负荷运行的情况也与低负荷运行的情况相同地，优选的是将在所需油压相对发动机旋转速度急剧变化的发动机旋转速度（例如V₀’、V₂’）下修正基准目标油压的油压而设定为目标油压，进行适当修正（尤其在V₀’以下、V₁’～V₂’下修正）而设定的油泵36的目标油压的一个示例在图7（b）中由粗线所表示。

另外，图示的油泵36的目标油压以折线状变化，但是也可以以曲线状平滑地变化。又，在本实施形态中，基于所需油压比较高的气门停止机构25b、油喷射器28、金属轴承及VVT 32、33的所需油压设定目标油压，但是设定目标油压所想到的油压工作装置不限于此。无论所需油压比较高的油压工作装置是怎样的装置，只要考虑其所需油压设定目标油压即可。

接着，参照图8说明油压控制映射图。图7所示的油泵36的目标油压以发动机旋转速度作为参数，但是还可以将发动机负荷和油温也作为参数并将目标油压以三维图进行表示，即是图8所示的油压控制映射图。即，该油压控制映射图是对于每个发动机2的运行状态（在这里是除了发动机旋转速度及发动机负荷以外还包括油温），基于各油压工作装置的所需油压中最高的所需油压，预先设定与该运行状态相对应的目标油压的图。

图8（a）、图8（b）及图8（c）分别示出发动机2（油温）的高温时、温态时及冷态时的油压控制映射图。控制器100根据油的油温区别使用这些油压控制映射图。即，在起动发动机2而发动机2处于冷态（油温小于T₁）时，控制器100基于图8（c）所示的冷态时的油压控制映射图读取与发动机2的运行状态（发动机旋转速度、发动机负荷）相对应的目标油压。在发动机2处于暖机而油达到规定的油温T₁以上时，基于图8（b）所示的温态时的油压控制映射图读取目标油压，并且在发动机2完全暖机而油达到规定的油温T₂（＞T₁）以上时，基于图8（a）所示的高温时的油压控制映射图读取目标油压。

另外，在本实施形态中，将油温划分为高温时、温态时及冷态时的三个温度范围并对于每个温度范围使用预先设定的油压控制映射图读取目标油压，但是也可以不考虑油温而仅使用一个油压控制映射图读取目标油压。又，相反地，也可以更加细致地划分温度范围并准备更多的油压控制映射图。此外，也可以是在一个油压控制映射图（例如温态时的油压控制映射图）所针对的温度范围内（T₁≤t＜T₂）的油温t下均读取相同的值的目标油压（P₁），而在考虑前后的温度范围内（T₂≤t）的目标油压（P₂）的基础上，能够根据油温t通过比例换算（p=（t－T₁）×（P₂－P₁）/（T₂－T₁））算出目标油压p。这样，可以更高精度地读取、算出与温度相对应的目标油压，以此可以实现更高精度的泵容量的控制。

接着，参照图9说明占空比映射图。在这里的占空比映射图中，从上述的油压控制映射图读取每个发动机2运行状态（发动机旋转速度、发动机负荷及油温）下的目标油压，基于该读取的目标油压在考虑油路的流路阻力等的基础上设定从油泵36供给的油的目标排出量，并且预先设定基于该设定的目标排出量在考虑其发动机旋转速度（油泵转速）等的基础上算出的与该运行状态相对应的目标占空比。

图9（a）、图9（b）及图9（c）分别示出发动机2（油温）的高温时、温态时及冷态时的占空比映射图。控制器100根据油的油温区别使用这些占空比映射图。即，在发动机2的起动时，由于发动机处于冷态，因此控制器100基于图9（c）所示的冷态时的占空比映射图读取与发动机2的运行状态（发动机旋转速度、发动机负荷）相对应的占空比。在发动机2处于暖机而油达到规定的油温T₁以上时，基于图9（b）所示的温态时的占空比映射图读取目标占空比，并且在发动机2完全暖机而发动机达到规定的油温T₂（＞T₁）以上时，基于图9（a）所示的高温时的占空比映射图读取目标占空比。

另外，在本实施形态中，将油温划分为高温时、温态时及冷态时的三个温度范围并对于每个温度范围使用预先设定的占空比映射图读取占空比，但是也可以与上述油压控制映射图相同地，仅准备一个占空比映射图，或者更加细致地划分温度范围并准备更多的占空比映射图，或者根据油温通过比例换算算出目标占空比。

接着，根据图10的流程图说明通过控制器100执行的油泵36的流量（排出量）控制动作。

首先，在步骤S1中，为了掌握起动后的发动机2的运行状态，通过各种传感器读取检测信息，检测发动机负荷、发动机旋转速度、油温等。

接着，在步骤S2中，读取预先存储在控制器100中的占空比映射图，并且读取与步骤S1中读取的发动机负荷、发动机旋转速度及油温相对应的目标占空比。

在接着的步骤S3中，判定当前的占空比是否与在上述步骤S2中读取的目标占空比一致。在该步骤S3的判定为“是”时，进入步骤S5。另一方面，在步骤S3的判定为“否”时，进入步骤S4，将目标占空比输出信号至线性电磁阀49（在图10的流程图中记载为“流量控制阀”），之后进入步骤S5。

在步骤S5中通过油压传感器70读取当前的油压，在接着的步骤S6中读取预先存储的油压控制映射图，并且在该油压控制映射图中读取与当前的发动机运行状态相对应的目标油压。

在接着的步骤S7中，判定当前的油压是否与在上述步骤S6中读取的目标油压一致。在该步骤S7的判定为“否”时，进入步骤S8，向线性电磁阀49输出以规定比例变更了目标占空比的输出信号，之后返回至上述步骤S5。即，以使通过油压传感器70检测的油压达到上述目标油压的形式控制油泵36的排出量。

另一方面，在步骤S7的判定为“是”时，进入步骤S9，检测发动机负荷、发动机旋转速度及油温，在接着的步骤S10中判定发动机负荷、发动机旋转速度及油温是否变化。

在步骤S10的判定为“是”时，返回至上述步骤S2，另一方面在步骤S10中判定为“否”时，返回至上述步骤S5。另外，上述流量控制持续至发动机2停止。

上述油泵36的流量控制是占空比的前馈控制与油压的反馈控制的组合，根据该流量控制实现通过前馈控制的响应性的改善和通过反馈控制的精度的改善。

接着，根据图11的流程图说明通过控制器100执行的汽缸数控制的动作。

首先，在步骤S11中，为了掌握起动后的发动机2的运行状态，而通过各种传感器读取检测信息，检测发动机负荷、发动机旋转速度、水温等。

在接着的步骤S12中，基于该读取的发动机负荷、发动机旋转速度及水温，判定当前的发动机的运行状态是否满足气门停止工作条件（是否在减汽缸运行区域内）。

在上述步骤S12中判定为“否”时，进入步骤S13，执行四汽缸运行（全汽缸运行）。

另一方面，在上述步骤S12中判定为“是”时，进入步骤S14，使与VVT 32、33连接的第一方向切换阀34、35工作，在接着的步骤S15中，由凸轮角传感器74读取当前的凸轮角。

在接着的步骤S16中，判定与上述读取的当前的凸轮角相对应的VVT 32、33的当前的工作角是否为目标的工作角。

在上述步骤S16的判定为“否”时，返回至上述步骤S15。即，禁止第二方向切换阀46、47的工作直至当前的工作角成为目标的工作角。

在上述步骤S16中判定为“是”时，进入步骤S17，使第二方向切换阀46、47工作，执行二汽缸运行（减汽缸运行）。

接着，参照图12说明在发动机2的运行状态刚进入减汽缸运行区域内后有减汽缸运行要求时使VVT 32工作的情况下（在这里，在VVT 32、33中仅VVT 32工作），执行图11所示的汽缸数控制动作的具体示例。

在时刻t₁时使应用于VVT 32的第一方向切换阀34工作。借助于此，开始向VVT 32的提前油压室326供给油，VVT 32的工作角由θ₂向θ₁变化。借助于此，油泵36的油压相比于气门停止所需油压P₁下降。

在这里，在当前的发动机2的运行状态进入减汽缸运行区域内并满足气门停止工作条件的情况下，使VVT 32持续工作直至VVT 32的工作角达到目标的工作角θ₁，即，在油压相比于气门停止所需油压P₁降低的期间气门停止机构25b不工作。

在时刻t₂时，VVT 32的工作角达到目标的工作角θ₁，在VVT 32的工作结束时，由于向VVT 32的提前油压室326的油的供给结束，因此油压恢复至气门停止所需油压P₁。

在油压恢复至气门停止所需油压P₁的时刻t₂以后的时刻t₃时，使第二方向切换阀46、47工作而向气门停止机构25b供给油压，发动机从四汽缸运行切换为二汽缸运行。如上所述，在对VVT 32进行提前控制后，转移至减汽缸（二汽缸）运行，因此可以通过进排气门14、15的提前控制提高进气填充量并由两个汽缸承担负荷而抑制发动机2的旋转变化。

上述止回阀48以在第三连通路53中的油压达到气门停止机构25b的所需油压以上时进行开阀的形式受到弹簧的施力，从而将油流动仅限制在从上游侧向下游侧的一个方向。又，该止回阀48以大于VVT 32、33的所需油压的油压进行开阀。

在使气门停止机构25b工作的减汽缸运行中使VVT 32、33工作时，第三连通路53的油压下降，但是通过设置于油路69上的止回阀48切断从气门停止机构25b向位于止回阀48的上游的第三连通路53的油的流动，因此确保位于止回阀48的下游侧的气门停止机构25b中的所需油压。因此，可以防止因第三连通路53的油压下降导致的气门停止机构25b的错误工作。

如上所述，在如怠速时等那样发动机负荷为规定值以下的低负荷时，与高负荷时相同地，使进气门14及排气门15的开阀期间重叠。又，在上述低负荷时（本实施形态中，发动机旋转速度小于规定旋转速度V₁时的上述低负荷时），执行全汽缸运行。另外，也可以与发动机旋转速度无关地只要在上述低负荷时，就执行全汽缸运行。

在上述低负荷时的气门重叠量增大时，在发动机2的各汽缸内内部EGR量相比于新气量相对增多而燃烧稳定性下降，因此上述低负荷时的气门重叠量在能够确保燃烧稳定性的范围内尽量设定为较大的值，在上述低负荷时的气门重叠量大于该设定的值时，存在燃烧稳定性恶化的可能性。

在这里，在本实施形态中设置有使第一汽缸及第四汽缸的进排气门14、15根据发动机2的运行状态停止工作的气门停止机构25b。在该气门停止机构25b中，在外筒251的贯通孔251a与锁销252之间无论采取什么方法都会出现间隙，该间隙因制造误差而产生差异。在考虑该间隙时，需要使第一汽缸及第四汽缸的进排气门14、15在凸轮升程特性中的斜坡部的期间中的气门升程量大于第二汽缸及第三汽缸的气门升程量。像这样，在使第一汽缸及第四汽缸的进排气门14、15在凸轮升程特性中的斜坡部的期间中的气门升程量增大时，导致低负荷时的第一汽缸及第四汽缸的气门重叠量大于低负荷时的第二汽缸及第三汽缸的气门重叠量。因此，即使将上述低负荷时的第二汽缸及第三汽缸的气门重叠量如上述那样在能够确保燃烧稳定性的范围内尽量设定为较大的值，也仍导致上述低负荷时的第一汽缸及第四汽缸的气门重叠量大于第二汽缸及第三汽缸的气门重叠量，因此，在第一汽缸及第四汽缸中的燃烧稳定性下降，由此存在发生发动机转矩的变化的可能性。

在发动机转矩发生变化时，伴随与此曲轴9的角速度变化量增大。因此，在本实施形态中，控制器100根据通过曲轴角传感器71检测的曲轴9的旋转角度检测曲轴9的角速度变化量（曲轴9的角速度的最大值－最小值），并且在不进行通过气门停止机构25b的气门工作停止的全汽缸运行时且上述低负荷时，当上述检测的角速度变化量大于规定阈值时，执行使通过发动机2驱动的辅机（本实施形态中，油泵36及交流发电机81中的至少一个）的驱动负荷相对上述角速度变化量大于上述规定阈值的当前的该驱动负荷仅增大规定量的辅机驱动负荷增大控制以使上述角速度变化量达到上述规定阈值以下。上述规定阈值是因上述角速度变化所导致的发动机振动，而搭载有发动机2的车辆的乘员感到不舒服的值。

在本实施形态中，曲轴角传感器71及控制器100构成检测曲轴9的角速度变化量的角速度变化量检测装置。另外，也可以预先对每个汽缸分别设置检测各汽缸内的压力（燃烧室11内的压力）的压力传感器，并且控制器100根据该各压力传感器检测的各汽缸内的燃烧压力检测曲轴9的角速度变化量。在该情况下，上述压力传感器及控制器100构成上述角速度变化量检测装置。

在上述辅机驱动负荷增大控制中，上述辅机的驱动负荷的增大量（即上述规定量）是能够得到可以将上述角速度变化量抑制为上述规定阈值以下的发动机负荷的量，是与上述角速度变化量相对应的量。另外，也可以与上述角速度变化量无关地保持一定量。

即，在辅机的驱动负荷增大时，发动机负荷增大，借助于此吸入空气量增大，气门重叠量减小，以此在各汽缸内新气的量相对内部EGR量增大，并且燃料喷射量也增大，因此包括第一汽缸及第四汽缸的全汽缸中的燃烧稳定性得到改善，其结果是，抑制发动机转矩的变化（上述角速度变化量）。另外，作为上述辅机，只要是能够控制其驱动负荷的辅机即可，还可以是油泵36及交流发电机81以外的辅机。

在上述辅机驱动负荷增大控制中，在使油泵36的驱动负荷增大的情况下，使油泵36的排出量增大。即，在上述全汽缸运行时且上述低负荷时，当上述角速度变化量大于上述规定阈值时，通过使上述目标油压相对当前的目标油压增大，以此使上述油泵36的排出量相对当前的排出量增大。在上述角速度变化量为上述规定阈值以下时，达到根据上述油压控制映射图的目标油压，在上述角速度变化量大于上述规定阈值时，其目标油压大于根据该油压控制映射图的目标油压。上述目标油压的增大量是基于油温设定的。即，随着油温降低，油的粘性提高而油泵36的驱动负荷增大，因此可以相应地减少排出量的增大量，其结果是，目标油压的增大量减少。

在本实施形态中，控制器100在上述辅机驱动负荷增大控制中，在使辅机的驱动负荷相对当前的该驱动负荷增大时，在可以使交流发电机81的驱动负荷增大的情况下，使交流发电机81的驱动负荷增大，而将油泵36的排出量的增大量（目标油压的增大量）仅调节该交流发电机81的驱动负荷的增大量相应的量。即，在可以使交流发电机81的驱动负荷增大时，优先使交流发电机81的驱动负荷增大（在交流发电机81不处于发电状态时，使其处于发电状态，使其发电电力从0开始增大，在交流发电机81处于发电状态时，使其发电电力增大），而以该交流发电机81的驱动负荷的增大量能够满足上述规定量的情况下，不使油泵36的排出量增大（排出量的增大量为0）。又，在交流发电机81的驱动负荷的增大量不足上述规定量的情况下，使油泵36的排出量增大，使随着该排出量的增大而实现的驱动负荷的增大量达到从上述规定量中减去交流发电机81的驱动负荷的增大量的量（达到与该量相对应的目标油压的增大量）。在可以使交流发电机81的驱动负荷增大时是指在随着该驱动负荷的增大而可以使发生电力增大的时候，可以将该增大的发生电力对搭载于上述车辆上的电池充电、或者在搭载于上述车辆的电装品中使用的时候。在上述电池的充电状态（SOC）处于充满电状态或与其相近的状态，且在上述电装品中也无法使用时，无法使交流发电机81的驱动负荷增大。此时，不使交流发电机81的驱动负荷增大（使交流发电机81的驱动负荷的增大量为零），而使油泵36的排出量（油泵36的驱动负荷）增大。

在这里，基于图13的流程图说明通过控制器100执行的上述辅机驱动负荷增大控制的动作。另外，该辅机驱动负荷增大控制是在发动机2的运行状态脱离减汽缸运行区域及减汽缸运行准备区域且发动机负荷为上述规定值以下时开始。

在步骤S51中通过各种传感器读取检测信息，检测发动机负荷（加速器开度）、发动机旋转速度、曲轴9的角速度变化量、水温等，在接着的步骤S52中算出发动机2的目标转矩。

在接着的步骤S53中，与上述目标转矩相对应地执行通过节气门和VVT 32、33等的空气量控制及通过燃料喷射阀的燃料喷射量控制，在接着的步骤S54中执行通过火花塞的点火时期控制。

在接着的步骤S55中，判定曲轴9的角速度变化量是否为规定阈值以下。在该步骤S55中判定为“是”时，返回至上述步骤S52，另一方面，在步骤S55中判定为“否”时，进入步骤S56。

在步骤S56中修正目标转矩。即，使目标转矩相比于当前的目标转矩增大。具体而言，根据上述角速度变化量使目标转矩增大为能够将上述角速度变化量抑制至上述规定阈值以下的转矩。另外，也可以与上述角速度变化量无关地对当前的目标转矩加上一定的转矩而使目标转矩增大。

在接着的步骤S57中，算出为了达到该修正后的目标转矩所需的负荷增大量（相当于上述规定量），并且在接着的步骤S58中判定是否可以使交流发电机81的驱动负荷增大。在该步骤S58的判定为“是”时，进入步骤S59，另一方面，在步骤S58的判定为“否”时，进入步骤S61。

在上述步骤S59中使交流发电机81的驱动负荷增大。此时，在考虑到上述电池的SOC和上述电装品的使用状态等而使由交流发电机81产生的发生电力的增大量受限制的情况下，在与该受限制的发生电力增大量相对应的驱动负荷增大量小于上述所需负荷增大量时，选择与上述受限制的发生电力增大量相对应的驱动负荷增大量，在不受上述限制、或者尽管受限制但与上述受限制的发生电力增大量相对应的驱动负荷增大量为上述所需负荷增大量以上时，选择与上述所需负荷增大量相对应的驱动负荷增大量。

在接着的步骤S60中，判定上述交流发电机81的驱动负荷的增大量相对于上述所需负荷增大量是否充分（是否为上述所需负荷增大量以上）。在该步骤S60中判定为“是”时，不使油泵36的驱动负荷增大，而返回至上述步骤S52，在步骤S60中判定为“否”时，进入步骤S61。

在上述步骤S58中判定为“否”时或者在步骤S60中判定为“否”时所进入的步骤S61中，使油泵36的驱动负荷（排出量）增大。即，在无法使交流发电机81的驱动负荷增大时（在步骤S58中判定为“否”时），使油泵36的驱动负荷的增大量为上述所需负荷增大量，使油泵36的驱动负荷增大，而在交流发电机81的驱动负荷的增大量不足以满足上述所需负荷增大量时（在步骤S60中判定为“否”时），使油泵36的驱动负荷的增大量为从上述所需负荷增大量中减去交流发电机81的驱动负荷的增大量的值。

在接着的步骤S62中，判定油泵36的驱动负荷的增大量相对于从上述所需负荷增大量中减去交流发电机81的驱动负荷的增大量的值是否充分（是否为该值以上）。在该步骤S62中判定为“是”时，返回至上述步骤S52，另一方面，在步骤S62中判定为“否”时，返回至上述步骤S61。另外，上述辅机驱动负荷增大控制是在发动机2的运行状态进入减汽缸运行区域时、或者在发动机负荷大于上述规定值时结束。

因此，在本实施形态中，在全汽缸运行时且发动机负荷为上述规定值以下的低负荷时的情况下，在曲轴9的角速度变化量大于上述规定阈值时，执行使通过发动机2驱动的辅机的驱动负荷相对当前的该驱动负荷增大的辅机驱动负荷增大控制以使上述角速度变化量达到上述规定阈值以下，以此即使因设置气门停止机构25b而上述低负荷时的第一汽缸及第四汽缸的气门重叠量大于上述低负荷时的第二汽缸及第三汽缸的气门重叠量，也可以在包括特定汽缸的全汽缸中改善燃烧稳定性，因此，在上述全汽缸运行时且上述低负荷时，可以抑制发动机转矩的变化，从而可以减少因该变化所导致的发动机振动。

本发明不限于上述实施形态，可以在不脱离权利要求主旨的范围内进行替换。

例如，在上述实施形态中，在上述辅机驱动负荷增大控制中，在可以使交流发电机81的驱动负荷增大时，使交流发电机81的驱动负荷增大，但是也可以总是仅使油泵36的驱动负荷增大。或者，也可以使油泵36及交流发电机81以外的辅机的驱动负荷单独或与其同时地增大。

又，在上述实施形态中，使气门停止装置的锁定机构形成为设置于HLA 25上且将枢接机构25a切换为锁定状态或锁定解除状态的结构，但只要是能够执行进排气门14、15停止工作的结构，也可以是任意的结构。例如，也可以在凸轮从动件20a、21a与摇臂20、21处于连接状态，而通过凸轮部18a、19a向下方按压凸轮从动件20a、21a时摇臂20、21以枢接机构25a的顶部为支点摇动的状态；和凸轮从动件20a、21a与摇臂20、21处于非连接状态，而即使向下按压凸轮从动件20a、21a也不会使摇臂20、21摇动的状态之间进行切换。

此外，在上述实施形态中，在上述低负荷时也与低负荷时以外的时候相同地，使进气门14及排气门15的开阀期间重叠，但是也可以是在上述低负荷时以外的时候重叠且在上述低负荷时不重叠的结构。即使这样的结构，也由于仅在作为全汽缸的一部分的特定汽缸（只要是全汽缸的一部分，也可以是任何汽缸）中设置气门停止机构25b（锁定机构），因此尤其是在发动机2的累积运行时间较长时，在特定汽缸和其以外的汽缸中气门开闭特性容易变化，由此可能发生发动机转矩的变化，但是通过执行辅机驱动负荷增大控制，以此可以使发动机负荷增大而抑制发动机转矩的变化，从而可以减少因该变化所导致的发动机振动。

又，在上述实施形态中，发动机2形成为直列四汽缸汽油发动机，但只要是多汽缸发动机，也可以是任何一种发动机，例如是柴油发动机。

上述实施形态只是一个示例，不能限定性地解释本发明的范围。本发明的范围由权利要求书所决定，属于权利要求书的均等范围内的变形和变更等均属于本发明的范围内。

本发明可利用于具备具有使多汽缸发动机中作为全汽缸的一部分的特定汽缸的进气门及排气门中的至少一个气门根据该发动机的运行状态停止工作的锁定机构的气门停止装置、和通过上述发动机进行驱动的辅机的、多汽缸发动机的控制装置中。

Claims

1.一种多汽缸发动机的控制装置，是具备具有使多汽缸发动机中作为全汽缸的一部分的特定汽缸的进气门及排气门中的至少一个气门根据该发动机的运行状态停止工作的锁定机构的气门停止装置和通过所述发动机进行驱动的辅机的多汽缸发动机的控制装置，具备：

检测所述发动机的曲轴的角速度变化量的角速度变化量检测装置；和

控制所述辅机的驱动负荷的辅机控制装置；

通过所述锁定机构停止工作的气门借助凸轮轴的凸轮部通过摇臂被按压而执行打开动作，所述摇臂形成为以枢接机构的顶部为支点进行摇动的结构；

所述锁定机构具备：将所述枢接机构在轴方向上滑动自如地容纳的外筒、和能够与设置在所述外筒的侧周面上的贯通孔嵌合的锁销，并行成为如下结构：所述锁销与所述贯通孔嵌合时变为所述枢接机构无法在轴方向上移动的锁定状态，从而不执行气门工作停止，所述锁销未与所述贯通孔嵌合时变为所述枢接机构能够在轴方向上移动的锁定解除状态，从而执行气门工作停止；

所述锁定机构仅设定于所述特定汽缸；

通过所述特定汽缸的所述锁定机构停止工作的气门的凸轮升程特性中的斜坡部的期间中的气门升程量，大于所述特定汽缸以外的汽缸中与通过所述特定汽缸的所述锁定机构停止工作的气门相对应的气门的凸轮升程特性中的斜坡部的期间中的气门升程量；

所述辅机控制装置形成为如下结构：在所述锁定机构不执行气门工作停止的全汽缸运行时且发动机负荷为规定值以下的低负荷时，在通过所述角速度变化量检测装置检测的所述角速度变化量大于规定阈值时，以使所述角速度变化量达到所述规定阈值以下的形式执行使所述辅机的驱动负荷相对当前的该驱动负荷增大的辅机驱动负荷增大控制。

2.根据权利要求1所述的多汽缸发动机的控制装置，其特征在于，

所述辅机包括通过油压路径向所述发动机的润滑部及油压工作装置供给油的可变容量型油泵；

所述辅机控制装置包括在所述辅机驱动负荷增大控制中，使所述油泵的排出量相对当前的排出量增大的泵控制装置。

3.根据权利要求2所述的多汽缸发动机的控制装置，其特征在于，

还具备检测所述油压路径中的油压的油压检测装置；

所述泵控制装置形成为如下结构：在不执行所述辅机驱动负荷增大控制的情况下，以使所述油压检测装置检测的油压达到根据所述发动机的运行状态预先设定的目标油压的形式控制所述油泵的排出量，并且在所述辅机驱动负荷增大控制中，使所述目标油压相对当前的目标油压增大，以此使所述油泵的排出量相对当前的排出量增大。

4.根据权利要求2所述的多汽缸发动机的控制装置，其特征在于，所述油压工作装置包括在所述全汽缸中变更进气门及排气门中的至少一个的气门特性的油压工作式气门特性变更装置、和作为所述气门停止装置的油压工作式气门停止装置。

5.根据权利要求3所述的多汽缸发动机的控制装置，其特征在于，

还具备检测所述油压路径中的油的温度的油温检测装置；

所述泵控制装置形成为在所述辅机驱动负荷增大控制中，基于通过所述油温检测装置检测出的油的温度设定所述目标油压相对当前的目标油压的增大量的结构。

6.根据权利要求4所述的多汽缸发动机的控制装置，其特征在于，

还具备检测所述油压路径中的油的温度的油温检测装置；

所述泵控制装置形成为在所述辅机驱动负荷增大控制中，基于通过所述油温检测装置检测出的油的温度设定目标油压相对当前的目标油压的增大量的结构。

7.根据权利要求2至6中任意一项所述的多汽缸发动机的控制装置，其特征在于，

所述辅机包括所述可变容量型油泵和发电机；

所述辅机控制装置形成为如下结构：在所述辅机驱动负荷增大控制中，在使所述辅机的驱动负荷相对当前的该驱动负荷增大时，在能够使所述发电机的驱动负荷增大的情况下，使所述发电机的驱动负荷增大，而将所述油泵的排出量的增大量仅调节与该发电机的驱动负荷的增大量相应的量。