CN105189977A - 用于控制多缸发动机的控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明涉及用于控制多缸发动机的控制装置，该多缸发动机具备：机油泵；变更进气门和排气门中至少一方的气门特性的液压工作式的气门特性控制装置；在减缸运转时使进气门和排气门中至少一方的气门停止的液压工作式的气门停止装置；该用于控制多缸发动机的控制装置包括气门控制部，该气门控制部在减缸运转要求时且在所述气门特性控制装置工作的情况下，在所述气门特性控制装置的工作结束后使所述气门停止装置工作。

Description

用于控制多缸发动机的控制装置

技术领域

本发明涉及搭载于汽车等的用于控制多缸发动机的控制装置，属于多缸发动机的液压控制技术领域。

背景技术

以往，已知有如下的技术：在搭载于汽车等的多缸发动机中，为了提高燃料经济性性能而设置液压工作式的气门特性控制装置和液压工作式的气门停止装置，通过这些装置的工作来变更气门特性或进行减缸运转等，所述液压工作式的气门特性控制装置根据发动机的运转状态来控制进气门及排气门的开闭时期，所述液压工作式的气门停止装置例如在发动机的低负荷运转时使进气门及排气门的开闭动作停止。

例如，专利文献1中公开了以下的技术：设置液压工作式的气门特性控制装置和气门停止装置，通过这些装置的工作来变更气门特性并且对多个排气门个别地进行停止和非停止的切换。该专利文献1所记载的气门停止机构通过将排气气体的气流切换到增压器侧排气通道和旁路侧排气通道的任一者，以达到使催化剂早期升温或提高增压压力这一目的。

然而，专利文献1中，由于气门特性控制装置(VVT)的工作液压室(提前角室、延迟角室)的容积大，因此在气门特性控制装置和气门停止装置的工作期间重叠时，有时会出现因供应到气门停止装置的液压不足而导致其不能正确地工作的情况。专利文献1所记载的以往技术是以排气通道的切换或催化剂的早期升温等为目的技术，并不能应对前述那样的问题。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利公开公报特开2010-001750号

发明内容

本发明的目的在于：在减缸要求和气门特性变更要求被输出且基于这些要求而工作的液压工作式的气门停止装置及气门特性控制装置的工作期间重叠时，能够使气门停止装置和气门特性控制装置双方恰当地工作。

为了实现所述目的，本发明所涉及的用于控制多缸发动机的控制装置，以多缸发动机为对象，该多缸发动机具备：机油泵；变更进气门和排气门中至少一方的气门特性的液压工作式的气门特性控制装置；在减缸运转时使进气门和排气门中至少一方的气门停止的液压工作式的气门停止装置；其中，所述气门特性控制装置和所述气门停止装置被设置在所述机油泵的排出油路上。该用于控制多缸发动机的控制装置包括气门控制部，该气门控制部在减缸运转要求时且在所述气门特性控制装置工作的情况下，在所述气门特性控制装置的工作结束后使所述气门停止装置工作。

附图说明

图1是表示本发明的一实施方式的发动机的概略结构的图。

图2是表示附带气门停止功能的HLA的概略结构的剖视图。

图3A是表示VVT的概略结构的侧面剖视图。

图3B是用于说明VVT的动作的图。

图4是表示机油供应装置的概略结构的图。

图5是表示可变容量型机油泵的特性的图。

图6A是将发动机的减缸运转区域以与发动机负荷及转速之间的关系来表示的概念图。

图6B是将发动机的减缸运转区域以与发动机水温之间的关系来表示的概念图。

图7A是对发动机低负荷运转时的泵的目标液压的设定进行说明的图。

图7B是对发动机高负荷运转时的泵的目标液压的设定进行说明的图。

图8A是表示发动机高温时所使用的液压控制图谱的图。

图8B是表示发动机热机时所使用的液压控制图谱的图。

图8C是表示发动机冷机时所使用的液压控制图谱的图。

图9A是表示发动机高温时所使用的占空比图谱的图。

图9B是表示发动机热机时所使用的占空比图谱的图。

图9C是表示发动机冷机时所使用的占空比图谱的图。

图10是表示泵的流量控制方法的流程图。

图11是表示发动机的气缸数控制方法的流程图。

图12是表示向减缸运转切换时的控制的时序图。

图13是表示图4的机油供应装置的下游部分的结构的放大图。

具体实施方式

以下，参照图1至图13来说明本发明所涉及的发动机的机油供应装置1的实施方式。

首先，参照图1，说明应用了机油供应装置1的发动机2。如图所示，发动机2是第一气缸至第四气缸依序(沿着与纸面正交的方向)直列地设置的直列四缸汽油发动机，其包括在上下方向上被彼此连结的凸轮轴盖3、气缸盖4、气缸体5、曲轴箱(未图示)及油盘6(参照图4)。气缸体5中形成有四个缸孔7。在各缸孔7的内部，各活塞8以能够滑动的方式设置。活塞8通过连杆10而与曲轴(未图示)连结，曲轴旋转自如地被曲轴箱支撑。在气缸体5的上部，每个气缸中形成有由缸孔7和活塞8划分而成的燃烧室11。

在气缸盖4中设置有向燃烧室11开口的进气口12及排气口13，使进气口12及排气口13开闭的进气门14及排气门15装设于各进排气口12、13。这些进气门14、排气门15基于复位弹簧16、17而被施加一个向关闭方向(图1的上方)的作用力，并且通过设置在旋转的凸轮轴18、19的外周上的凸轮部18a、19a和设置在该凸轮部18a、19a下方的摇臂20、21而被开闭驱动。即，随着凸轮轴18、19的旋转，旋转自如地设置在摇臂20、21的大致中央部的凸轮从动件20a、21a被凸轮部18a、19a按压向下方。于是，摇臂20、21以设置在该摇臂20、21的一端侧的支点机构25a的顶部为支点而摆动，并且该摇臂20、21的另一端部克服复位弹簧16、17的作用力而向下方按压进气门14、排气门15，由此，进气门14、排气门15打开。

此外，设置有基于液压而自动地将气门间隙调整为零的众所周知的液压间隙调节器24(HydraulicLashAdjuster，以下，简称为“HLA”)，以作为处于发动机中央的第二、第三气缸的摇臂20、21的支点机构25a。

另外，设置有附带使进气门14、排气门15的开闭动作停止的气门停止功能的HLA25(参照图1、图2)，以作为处于发动机两端的第一、第四气缸的摇臂20、21的支点机构25a。该附带气门停止功能的HLA25除了具有与HLA24同样的自动地将气门间隙调整为零的功能之外，还具有切换功能，该切换是根据发动机2是在减缸运转还是在全缸运转的情况而使第一、第四气缸的进气门14、排气门15进行开闭动作或使其停止的切换。即，HLA25在发动机2全缸运转时，进行使第一、第四气缸的进气门14、排气门15开闭的动作，而在发动机2减缸运转时，使第一、第四气缸的进气门14、排气门15的开闭动作停止。因此，HLA25具有气门停止机构25b(图2)，以作为用于使进气门14、排气门15的开闭动作停止的机构。气门停止机构25b相当于本发明中所述的“气门停止装置”。

在气缸盖4中设置有安装孔26、27，该安装孔26、27供HLA24及附带气门停止功能的HLA25的下端部插入，用以安装该HLA24及HLA25。另外，在气缸盖4中穿设有与附带气门停止功能的HLA25用的安装孔26、27连通的油路61、62、63、64。在HLA25嵌合于安装孔26、27的状态下，油路61、62供应用于使HLA25的气门停止机构25b工作的液压(工作压)，油路63、64供应用于使HLA25的支点机构25a自动地将气门间隙调整为零的液压。

在气缸体5中设置有主油道54，该主油道54在缸孔7的排气侧的侧壁内沿着气缸列方向延伸。在主油道54的下侧近傍，针对每一活塞8设置有与该主油道54连通的活塞冷却用的喷油器28。该喷油器28具有设置在活塞8下侧的喷嘴部28a，以从该喷嘴部28a向活塞8顶部的背面喷射发动机机油(以下，简称为“机油”)的方式构成。

在各凸轮轴18、19的上方设置有由管件形成的机油喷淋器29、30。该机油喷淋器29、30所供应的润滑用的机油滴落到处于机油喷淋器29、30下方的凸轮轴18、19的凸轮部18a、19a、以及处于更下方的摇臂20、21与凸轮从动件20a、21a之间的接触部。

其次，参照图2说明作为液压工作装置之一的气门停止机构25b。气门停止机构25b是根据发动机2的运转状态使发动机在减缸运转和全缸运转之间切换的机构，减缸运转是使第一、第四气缸的进气门14、排气门15的开闭动作停止的运转，全缸运转是通过使所有的HLA24、25进行常规动作而使所有气缸的进气门14、排气门15进行开闭动作的运转。

如上所述，附带气门停止功能的HLA25包括支点机构25a和气门停止机构25b。支点机构25a基于液压而自动地将气门间隙调整为零，其结构实质上与第二、第三气缸中所使用的众所周知的HLA24相同，因此省略说明。气门停止机构25b包括：有底的外筒251，将支点机构25a沿轴方向滑动自如地予以收纳；一对锁销252，能够在两个在所述外筒251的侧周面上彼此相向地设置的贯穿孔251a中进出，且能够将位于上方的沿轴方向滑动自如的支点机构25a切换为锁定状态或锁定解除状态；锁簧253，向直径方向外侧对所述锁销252施力；空动弹簧254，设置在外筒251的内底部与支点机构25a的底部之间，向外筒251的上方推压支点机构25a而对该支点机构25a施力。

如图2的(a)所示，当锁销252嵌合于外筒251的贯穿孔251a时，支点机构25a处于向上方突出而被固定的锁定状态。在该锁定状态下，如图1所示，支点机构25a的顶部成为摇臂20、21的摆动支点，因此，基于凸轮轴18、19的旋转，凸轮部18a、19a向下方按压凸轮从动件20a、21a。由此，进气门14、排气门15克服复位弹簧16、17的作用力而被压向下方从而打开。因此，通过将第一、第四气缸的气门停止机构25b设为锁定状态，能够进行全缸运转。

如图2的(b)所示，若通过工作液压推压两锁销252的外侧端面，则两个锁销252克服锁簧253的张力，以彼此接近的方式向外筒251的内径方向后退。由此，锁销252与外筒251的贯穿孔251a之间的嵌合被解除，处于上方的支点机构25a成为能够沿着轴方向移动的锁定解除状态。

随着向该锁定解除状态变化，支点机构25a克服空动弹簧254的作用力而被压向下方，于是成为如图2的(c)所示的气门停止状态。即，由于向上方对进气门14、排气门15施力的复位弹簧16、17具有比向上方对支点机构25a施力的空动弹簧254更强的作用力，因此，在锁定解除状态下，基于凸轮轴18、19的旋转而凸轮部18a、19a向下方按压凸轮从动件20a、21a时，进气门14、排气门15的顶部成为摇臂20、21的摆动支点，支点机构25a克服空动弹簧254的作用力而被压向下方。即，进气门14、排气门15维持关闭状态。因此，通过将气门停止机构25b设为锁定解除状态，能够进行减缸运转。

气缸盖4中设置有图3A所示的液压工作式的可变气门正时机构32、33(以下，简称为“VVT”)。VVT32是变更进气门14的开闭时期的机构，VVT33是变更排气门15的开闭时期的机构。这些的进气门14用的VVT32和排气门15用的VVT35均具有相同的结构。即，VVT32(33)具有大致圆环状的壳体321(331)和收容在该壳体321(331)内部的转子322(332)。壳体321(331)以能够与凸轮轴带轮323(333)一体旋转的方式连结于该凸轮轴带轮323(333)，该凸轮轴带轮323(333)与曲轴同步地旋转，转子322(332)以能够与凸轮轴18(19)一体旋转的方式连结于该凸轮轴18(19)，该凸轮轴18(19)使进气门14(排气门15)开闭。在壳体321(331)的内部，形成有由设置于转子322(332)的叶片324(334)与壳体321(331)的内周面划分而成的多个延迟角液压室325(335)及多个提前角液压室326(336)。VVT32、33相当于本发明中所述的“气门特性控制装置”。

如图4所示，从泵(机油泵)36经由第一方向切换阀34而被供应的机油被导入VVT32的各液压室325、326。同样地，从泵36经由第一方向切换阀35而被供应的机油被导入VVT33的各液压室335、336。通过第一方向切换阀34(35)的控制，机油被引导到延迟角液压室325(335)之后，基于液压，凸轮轴18(19)向与旋转方向相反的方向运动，因此，进气门14(排气门15)的开闭时期延迟。另一方面，机油被引导到提前角液压室326(336)之后，基于液压，凸轮轴18(19)向旋转方向运动，因此，进气门14(排气门15)的开闭时期提早。

图3B表示进气门14和排气门15的升程曲线，并且例示了通过VVT32使进气门14的开闭时期发生变化时的情况。根据该图3B可以理解到如下的情况：若通过VVT32向提前角方向(参照箭头)变更进气门14的开闭时期，则排气门15的打开期间与进气门14的打开期间(参照点划线)重叠。通过如此使进气门14与排气门15的打开期间重叠，由此，能够增加发动机燃烧时的内部EGR量，能够减少泵气损失而提高燃料经济性。另外，还能够抑制燃烧温度，因此能够抑制NOx的产生而实现排气净化。另一方面，若通过VVT32向延迟角方向变更进气门14的开闭时期，则排气门15的打开期间便与进气门14的打开期间(参照实线)不重叠，在怠速运转时能够确保稳定燃烧，在高速运转时能够提高发动机输出。

其次，参照图4来详细地说明本发明的实施方式所涉及的机油供应装置1。如图所示，本实施方式的机油供应装置1是用于将机油供应给上述发动机2的装置，包括上述的泵36、以及连结于泵36且将升压后的机油引导到发动机各部位的供油路50。

供油路50由管件或穿设于气缸体5及气缸盖4等的通道形成。供油路50连通于泵36，且包括：第一连通道51，从油盘6延伸到气缸体5内的分支点54a；主油道54，在气缸体5内沿着气缸列方向延伸；第二连通道52，从主油道54上的分支点54b延伸到气缸盖4；第三连通道53，在气缸盖4内，沿着大致水平方向在进气侧与排气侧之间延伸；多条油路61至69，在气缸盖4内从第三连通道53分支。

泵36是众所周知的可变容量型的机油泵，通过未图示的曲轴的旋转而被驱动。泵36包括：壳体361，由剖面呈“凵”形状的泵体和堵塞该泵体的开口的覆盖件构成，该泵体以一端侧开口的方式形成，且在内部具有由圆柱状空间构成的泵收容室；驱动轴362，旋转自如地被所述壳体361支撑，贯穿泵收容室的大致中心部并被曲轴旋转驱动；泵组件，由转子363及叶片364构成，所述转子363旋转自如地收容在泵收容室内，且中心部结合于驱动轴，所述叶片364进退自如地分别收容在多个切槽内，所述多个切槽在所述转子363的外周部上呈放射状地切除形成；凸轮环366，以能够偏离转子363的旋转中心的方式设置在所述泵组件的外周侧，与转子363及邻接的叶片364一起划分多个工作油室亦即泵室365；弹簧367，是施力部件，其收容在泵体内，始终对凸轮环366施加一个使该凸轮环366向相对于转子363的旋转中心偏心的偏心量增大的方向的作用力；一对环部件368，滑动自如地设置在转子363内周侧的两侧部，且直径小于转子363的直径。壳体361包括将机油供应到内部的泵室365的吸入口361a和从泵室365排出机油的排出口361b。在壳体361的内部，形成有由该壳体361的内周面和凸轮环366的外周面划分而成的压力室369，并且设置有向该压力室369开口的导入孔369a。泵36以如下方式构成：通过将机油从导入孔369a导入压力室369，凸轮环366相对于支点361c摆动，转子363相对于凸轮环366相对地偏心，使泵36的排出容量增加。

与油盘6面临的机油集滤器39被连结于泵36的吸入口361a。在与泵36的排出口361b连通的第一连通道51上，从上游侧向下游侧依序设置有机油滤清器37、机油冷却器38，油盘6内所储存的机油被泵36经由机油集滤器39抽吸，由机油滤清器37过滤，再由机油冷却器38冷却后，被导入气缸体5内的主油道54。

主油道54与喷油器28、机油供应部41及机油供应部42分别连通，机油始终被供应到该主油道54，所述喷油器28用于向四个活塞8的背面侧喷射冷却用机油，所述机油供应部41将机油供应到设置于五个主轴颈的金属轴承，这些金属轴承将曲轴转动自如地予以支撑，所述机油供应部42将机油供应到设置于曲轴的曲柄销的金属轴承，该曲轴的曲柄销将四个连杆旋转自如地予以连结。

在主油道54上的分支点54c的下游，依序设置有向液压式链条张力器供应机油的机油供应部43和从导入孔369a经由线性电磁阀49向泵36的压力室369供应机油的油路40。

从第三连通道53的分支点53a分支的油路68经由排气侧的第一方向切换阀35，而与用于变更排气门15的开闭时期的VVT33的提前角液压室336及延迟角液压室335连通，通过对第一方向切换阀35进行操作，将机油供应到提前角液压室336及延迟角液压室335中的任一者。从油路64的分支点64a分支的油路66与将润滑用机油供应到排气侧的摇臂21的机油喷淋器30连通，机油始终被供应到该油路66。油路64与机油供应部45(参照图4中的空心三角)、HLA24(参照图4中的黑三角)及附带气门停止功能的HLA25(参照图4中的空心椭圆)分别连通，机油始终被供应到该油路64，所述机油供应部45将机油供应到排气侧的凸轮轴19的凸轮轴颈上所设置的金属轴承。

进气侧的结构也相同。即，从第三连通道53的分支点53c分支的油路67经由进气侧的第一方向切换阀34，而与用于变更进气门14的开闭时期的VVT32的提前角液压室326及延迟角液压室325连通。从油路63的分支点63a分支的油路65与将润滑用机油供应到进气侧的摇臂20的机油喷淋器29连通。从第三连通道53的分支点53d分支的油路63与机油供应部44(参照图4中的空心三角)、HLA24(参照图4中的黑三角)及附带气门停止功能的HLA25(参照图4中的空心椭圆)分别连通，所述机油供应部44将机油供应到进气侧的凸轮轴18的凸轮轴颈上所设置的金属轴承。

另外，在从第三连通道53的分支点53c分支的油路69上设置有止回阀48，该止回阀48将机油的流动方向限制为仅从上游侧往下游侧的这一方向。油路69在止回阀48下游侧的分支点69a处分支，经由排气侧及进气侧的第二方向切换阀46、47及油路61、62而与排气侧及进气侧的HLA25的气门停止机构25b分别连通，通过对第二方向切换阀46、47进行操作，将机油供应到各气门停止机构25b。而且，在油路69上的止回阀48与分支点53c之间设置有检测液压的液压传感器70。液压传感器70相当于本发明中所述的“液压检测部”。

被供应到将曲轴和凸轮轴18、19旋转自如地支撑的金属轴承、喷油器28、机油喷淋器29、30等的润滑及冷却用机油在完成冷却或润滑后，通过未图示的放油油路滴落而回流到油盘6内。

发动机的运转状态由各种传感器测出。例如，由曲轴位置传感器71检测曲轴的旋转角度，基于该检测信号计算出发动机转速。由节流阀位置传感器72检测节流阀的开度，基于该检测信号计算出发动机负荷。由油温传感器73及液压传感器70分别检测发动机机油的温度及压力。由设置在凸轮轴18、19的近傍的凸轮角传感器74检测凸轮轴18、19的旋转相位，基于该检测信号计算出VVT32、33的工作角。另外，冷却发动机2的冷却水的水温由水温传感器75检测。

控制器100由微电脑等构成，其包括：信号输入部，输入来自各种传感器(曲轴位置传感器71、节流阀位置传感器72、油温传感器73、液压传感器70等)的检测信号；运算部，进行与控制相关的运算处理；信号输出部，将控制信号输出到成为控制对象的装置(第一方向切换阀34、35、第二方向切换阀46、47、线性电磁阀49等)；存储部，存储控制所需的程序或数据(后述的液压控制图谱(hydraulicpressurecontrolmap)或占空比图谱(dutyratiomap)等)。

线性电磁阀49是用于根据发动机的运转状态来控制泵36的排出量的阀。在该线性电磁阀49打开时，机油供应到泵36的压力室369。控制器100通过驱动线性电磁阀49来控制泵36的排出量(流量)。即，控制器100具有作为本发明中所述的“泵控制部”的功能。此外，线性电磁阀49本身的结构已众所周知，因此省略更详细的说明。

具体而言，按照基于发动机2的运转状态而由控制器100发送来的占空比的控制信号，驱动线性电磁阀49，控制供应给泵36的压力室369的液压。基于该压力室369的液压，控制凸轮环366的偏心量，从而调整泵室365内部容积的变化量，由此控制泵36的排出量(流量)。即，根据占空比，控制泵36的容量。此处，由于泵36由发动机2的曲轴驱动，因此，如图5所示，泵36的流量(排出量)与发动机转速成比例。而且，在占空比表示对线性电磁阀通电的时间相对于一个循环的时间的比例的情况下，如图所示，占空比越大，则向泵36的压力室369供应的液压越大，泵36的流量相对于发动机转速的斜率减小。

另外，控制器100通过驱动第一方向切换阀34、35来控制VVT32、33，并且通过驱动第二方向切换阀46、47来控制附带气门停止功能的HLA25(气门停止机构25b)。即，控制器100具有作为本发明所述的“气门控制部”的功能。

其次，参照图6A、图6B说明发动机的减缸运转。发动机的减缸运转或全缸运转基于发动机的运转状态而被切换。即，当基于发动机转速、发动机负荷及发动机冷却水的水温而掌握到的发动机运转状态处于图示的减缸运转区域内时，执行减缸运转。另外，如图所示，与该减缸运转区域相邻地设置有减缸运转准备区域，当发动机运转状态处于该减缸运转准备区域内时，预先使液压向气门停止机构的要求液压上升，以作为执行减缸运转的准备。并且，当发动机运转状态处于所述的减缸运转区域及减缸运转准备区域之外时，执行全缸运转。

参照图6A，例如在以指定的发动机负荷进行加速，发动机转速上升的情况下，若发动机转速不足V1，则进行全缸运转，若发动机转速变为V1以上且不足V2，则进入减缸运转的准备，若发动机转速变为V2以上，则进行减缸运转。另外，例如在以指定的发动机负荷进行减速，发动机转速下降的情况下，若发动机转速为V4以上，则进行全缸运转，若发动机转速变为V3以上且不足V4，则进行减缸运转的准备，若发动机转速变为V3以下，则进行减缸运转。

参照图6B，例如在以指定的发动机转速、指定的发动机负荷进行运转从而发动机被热机，冷却水温度上升的情况下，若水温不足T0，则进行全缸运转，若水温变为T0以上且不足T1，则进行减缸运转的准备，若水温变为T1以上，则进行减缸运转。

若未设定该减缸运转准备区域，则在从全缸运转切换到减缸运转时，在发动机运转状态进入减缸运转区域后，使液压升高至气门停止机构的要求液压。然而，若这样做，基于液压达到要求液压所需的时间量而相应地缩短了进行减缸运转的时间，因此，进行减缸运转的时间缩短，导致发动机的燃耗效率下降。

对此，在本实施方式中，为了最大限度地提高发动机燃耗效率，与减缸运转区域相邻地设置有减缸运转准备区域，预先在该减缸运转准备区域中使液压升高，预先设定目标液压图谱(参照图7A)，以消除液压达到要求液压所需的时间量的损失。

此外，如图6A所示，也可以将与减缸运转区域在发动机高负荷侧相邻的由点划线表示的区域作为减缸运转准备区域。由此，例如在指定的发动机转速下，发动机负荷下降时，若发动机负荷为L1(＞L0)以上，则进行全缸运转，若发动机负荷为L0以上且不足L1，则进入减缸运转的准备，若发动机负荷为L0以下，则进行减缸运转。

其次，参照图7A、图7B说明各液压工作装置的要求液压和泵36的目标液压。本实施方式中的机油供应装置1通过一个泵36将机油供应到多个液压工作装置，各液压工作装置所需的要求液压基于发动机的运转状态而变化。因此，为了使所有液压工作装置在所有的发动机的运转状态下获得所需的液压，该泵36需要按发动机的运转状态，将各液压工作装置的要求液压中的最高要求液压以上的液压设定为目标液压。因此，在本实施方式中，只要以满足所有液压工作装置中的要求液压较高的气门停止机构25b、喷油器28、曲轴的轴颈等的金属轴承、及VVT32、33的各要求液压的方式设定目标液压即可。这是由于只要以所述方式设定目标液压，则要求液压较低的其他液压工作装置的要求液压必然会被满足。

参照图7A，在发动机的低负荷运转时，要求液压较高的液压工作装置为VVT32、33、金属轴承及气门停止机构25b。这些液压工作装置的要求液压基于发动机的运转状态而变化。例如，VVT32、33的要求液压(以下，称为VVT要求液压)在指定的发动机转速(V0)以上时为大致一定。金属轴承的要求液压(以下，称为轴承要求液压)会随着发动机转速的增大而增大。气门停止机构25b的要求液压(以下，称为气门停止要求液压)在指定范围的发动机转速(V2至V3)下为大致一定。而且，按发动机转速对这些要求液压的大小进行比较时，若发动机转速为V0以下，则只有轴承要求液压，若发动机转速为V0至V2，则VVT要求液压最高，若发动机转速为V2至V3，则气门停止要求液压最高，若发动机转速为V3至V6，则VVT要求液压最高，若发动机转速为V6以上，则轴承要求液压最高。因此，需要按发动机转速，将上述的最高的要求液压作为基准目标液压来设定泵36的目标液压。

此处，在进行减缸运转的发动机转速(V2至V3)的前后的发动机转速(V1至V2、V3至V4)下，为了准备减缸运转，需要预先使目标液压向气门停止要求液压升高。因此，在该转速(V1至V2、V3至V4)下，目标液压被修正以便高于基准目标液压。这样，如利用图6A进行的说明所示，能够消除在发动机转速变为进行减缸运转的发动机转速时液压达到气门停止要求液压所需的时间量的损失，使发动机的燃耗效率提高。在图7A中，发动机转速在V1至V2的范围的粗线和在V3至V4的范围的粗线表示通过所述修正而被增大设定后的机油泵的目标液压(修正液压)。

而且，若考虑泵36的响应延迟或泵36的过载等，则较为理想的是，目标液压相对于发动机转速的变化小。因此，在本实施方式中，对于与准备减缸运转的发动机转速(V1至V2、V3至V4)相邻的转速，也将目标液压修正得高于基准目标液压。具体而言，在本实施方式中，将发动机转速为V0以下、V0至V1、V4至V5时的各个目标液压修正得高于基准目标液压，以使得在要求液压往往会相对于发动机转速而急剧变化的发动机转速(例如V0、V1、V4)下，液压的变化小(即，液压基于发动机转速而逐渐增加或逐渐减少)。在图7A中，发动机转速在V0以下的范围的粗线、在V0至V1的范围的粗线及V4至V5时的粗线表示通过所述修正而被增大设定后的机油泵的目标液压。

参照图7B，在发动机的高负荷运转时，要求液压较高的液压工作装置为VVT32、33、金属轴承及喷油器28。与低负荷运转的情形同样地，这些液压工作装置的要求液压基于发动机的运转状态而变化，例如VVT要求液压在指定的发动机转速(V0′)以上时大致为一定，轴承要求液压会随着发动机转速的增大而增大。另外，喷油器28的要求液压在发动机转速达到指定的发动机转速为止基于发动机转速而升高，在发动机转速为该指定的发动机转速以上时为一定。

高负荷运转的情形也与低负荷运转的情形同样地，也可以在要求液压往往会相对于发动机转速而急剧变化的发动机转速(例如V0′、V2′)的近傍，将目标液压修正得高于基准目标液压。在图7B中，发动机转速在V0′以下的范围的粗线和在V1′至V2′的范围的粗线表示通过所述修正而被增大设定后的机油泵的目标液压。

此外，图示的机油泵目标液压是呈折线状变化的机油泵目标液压，但也可以是呈曲线状圆滑地变化的机油泵目标液压。另外，在本实施方式中，根据要求液压较高的气门停止机构25b、喷油器28、金属轴承及VVT32、33的要求液压来设定目标液压，但是设定目标液压时所考虑的液压工作装置并不限于此。只要有要求液压较高的液压工作装置，不论其如何，只要考虑其要求液压来设定目标液压便可。

其次，参照图8A至图8C说明液压控制图谱。图7A、图7B所示的机油泵目标液压是以发动机转速为参数的机油泵目标液压，而图8A至图8C所示的液压控制图谱还进一步将发动机负荷和油温作为参数，将机油泵目标液压表示为三维图形。即，该液压控制图谱是按发动机的运转状态(发动机转速、发动机负荷及油温)并根据各液压工作装置的要求液压中的最高的要求液压而预先设定目标液压的图。

图8A、图8B及图8C分别表示发动机(油温)高温时、热机时及冷机时的液压控制图谱。控制器100根据机油的油温而区分使用这些液压控制图谱。即，当发动机启动，发动机处于冷机状态(油温不足T1)时，控制器100基于图8C所示的冷机时的液压控制图谱，读取对应于发动机运转状态(发动机转速、发动机负荷)的目标液压。在发动机被热机，机油变为指定的油温T1以上时，基于图8B所示的热机时的液压控制图谱读取目标液压。进而，在发动机被完全热机，机油变为指定的油温T2(＞T1)以上时，基于图8A所示的高温时的液压控制图谱读取目标液压。

此外，在该实施方式中，将油温划分为高温时、热机时及冷机时这三个温度范围，利用针对各温度范围而预先设定的液压控制图谱来读取目标液压，但也可以将温度范围进一步细分，以准备更多的液压控制图谱。另外，在油温t包含在一个液压控制图谱(例如热机时的液压控制图谱)为对象的温度范围内(T1≤t＜T2)时，均读取同一值的目标液压，但也可以使该目标液压基于温度而变化。例如，当将油温T1时的目标液压设为P1，将油温T2时的目标液压设为P2，将油温t(t为T1与T2之间的值)时的目标液压设为p时，也可以根据p＝P1+(t-T1)×(P2-P1)/(T2-T1)的比例换算式计算出目标液压p。通过如此更精细致地设定对应于温度的目标液压，能够实现更高精度的泵容量控制。

其次，参照图9A至图9C说明占空比图谱。所谓占空比图谱，是指按发动机运转状态设定目标占空比的图谱。目标占空比是从前述的液压控制图谱中读取各发动机运转状态(发动机转速、发动机负荷、油温)下的目标液压，并且根据所读取的目标液压，考虑油路的流道阻力等来设定从泵36供应的机油的目标排出量，而且根据所设定的目标排出量，考虑发动机转速(机油泵转速)等而被算出的。

图9A、图9B及图9C分别表示发动机(油温)高温时、热机时及冷机时的占空比图谱。控制器100根据机油的油温而区分使用这些占空比图谱。即，在发动机启动时，发动机为冷机状态，因此，控制器100基于图9C所示的冷机时的占空比图谱，读取对应于发动机运转状态(发动机转速、发动机负荷)的占空比。在发动机被热机，机油变为指定的油温T1以上时，基于图9B所示的热机时的占空比图谱读取目标占空比。进而，在发动机被完全热机，发动机变为指定的油温T2(＞T1)以上时，基于图9A所示的高温时的占空比图谱读取目标占空比。

此外，在该实施方式中，将油温划分为高温时、热机时及冷机时这三个温度范围，利用针对各温度范围而预先设定的占空比图谱来读取占空比，但也以与上述的液压控制图谱同样地，将温度范围进一步细分，以准备更多的占空比图谱，或根据油温，通过比例换算计算出目标占空比。这样，能够实现更高精度的泵容量控制。

下面，按照图10的流程图，对基于控制器100进行的泵36的流量(排出量)的控制方法进行说明。

发动机2启动后，首先为了掌握发动机2的运转状态，从各种传感器读入发动机负荷、发动机转速及油温(步骤S1)。

其次，读取控制器100中所预先存储的占空比图谱，读取与步骤S1中已读入的发动机负荷、发动机转速及油温对应的目标占空比(步骤S2)。

对步骤S2中所读取的目标占空比与当前的占空比进行比较(步骤S3)。

在步骤S3中，若判定为当前的占空比已达到目标占空比，则向下一个步骤S5前进。

在步骤S3中，若判定为当前的占空比尚未达到目标占空比，则将用于使当前的占空比与目标占空比一致的控制信号输出到线性电磁阀49(步骤S4)，并向下一个步骤S5前进。

其次，从液压传感器70读入当前的液压(步骤S5)。

其次，读取预先存储的液压控制图谱，从该液压控制图谱中读取与当前的发动机的运转状态对应的目标液压(步骤S6)。

对步骤S6中所读取的目标液压与当前的液压进行比较(步骤S7)。

在步骤S7中，若判定为当前的液压尚未达到目标液压，则发出以指定比例变更线性电磁阀49的目标占空比的控制信号(步骤S8)，并返回步骤S5。

在步骤S7中，若判定为当前的液压已达到目标液压，则读入发动机负荷、发动机转速及油温(步骤S9)。

最后，判定发动机负荷、发动机转速及油温是否已改变(步骤S10)，若判定为已改变，则返回步骤S2，若判定为尚未改变，则返回步骤S5。上述的控制持续进行直至发动机2停止为止。

上述的泵36的流量控制组合了占空比的前馈控制和液压的反馈控制，根据该流量控制，能够兼顾基于前馈控制的响应性提高和基于反馈控制的精度提高。

下面，按照图11的流程图，对基于控制器100进行的气缸数的控制方法进行说明。

发动机2启动后，首先为了掌握发动机的运转状态，从各种传感器读入发动机负荷、发动机转速及水温(步骤S11)。

其次，基于所读入的发动机负荷、发动机转速及水温，判定当前的发动机运转状态是否已满足气门停止工作条件(是否处于减缸运转区域内)(步骤S12)。

在步骤S12中，若判定为尚未满足气门停止工作条件(尚未处于减缸运转区域内)，则进行四气缸运转(步骤S13)。

在步骤S12中，若判定为已满足气门停止工作条件，则使与VVT32、33相连的第一方向切换阀34、35工作(步骤S14)。

其次，从凸轮角传感器74读入当前凸轮角(步骤S15)。

其次，基于所读入的当前凸轮角来计算出VVT32、33的当前工作角，判定该当前工作角是否已成为目标工作角(步骤S16)。

在步骤S16中，若判定为VVT32、33的当前工作角尚未成为目标工作角(θ1)，则返回步骤S15。即，禁止第二方向切换阀46、47工作(后述的步骤S17的控制)直至当前工作角成为目标工作角为止。

在S16中，若判定为已成为目标工作角，则使与附带气门停止功能的HLA25相连的第二方向切换阀46、47工作，从而进行双气缸运转(步骤S17)。

其次，参照图12说明以下的具体例：当发动机运转状态进入到减缸运转区域内的减缸运转要求时，在VVT32、33工作的情况下，执行图11所示的气缸数控制方法。

在时刻t1处，VVT32、33的第一方向切换阀34、35工作。由此，开始向VVT32、33的提前角液压室326、336供应机油，VVT32、33的工作角发生变化(由θ2变为θ1)。由此，液压低于气门停止要求液压P1。

此处，在当前的发动机运转状态进入减缸运转区域内而满足了气门停止工作条件的情况下，使VVT32、33继续工作直至VVT32、33的工作角达到目标工作角θ1为止，即，在液压低于气门停止要求液压P1期间，使气门停止机构25b不工作。

在时刻t2处，VVT32、33的工作角变为目标工作角θ1，VVT32、33的工作完成后，由于对VVT32、33的提前角液压室326、336的机油供应结束，因此，液压恢复到气门停止要求液压P1。

在液压恢复到气门停止要求液压P1的时刻t2以后的时刻t3处，第二方向切换阀46、47工作，将液压供应到气门停止机构25b，发动机从四气缸运转切换为双气缸运转。如上所述，在执行VVT32、33的提前角控制后过渡到减缸(双气缸)运转，这意味着在通过进气门14、排气门15的提前角控制而提高了进气填充量的状态下，过渡到利用双气缸承受负荷的减缸运转。这会抑制发动机的旋转波动。

图13是放大了图4的机油供应装置1的下游侧的结构并将进气侧和排气侧集中地简化表示的图。如图所示，油路67、68、69从与主油道54连通的第三连通道53分支出，机油从泵36被排出到主油道54。油路67、68经由第一方向切换阀34、35分别与提前角液压室326、336和延迟角液压室325、335连通。另外，油路69经由止回阀48及第二方向切换阀46、47而与HLA25的气门停止机构25b连通。

基于弹簧施加的作用力，止回阀48在第三连通道53中的液压成为气门停止机构25b的要求液压以上时打开，并将机油的流动限制为仅从上游侧往下游侧的这一方向。另外，该止回阀48是以比VVT32、33的要求液压更大的液压打开的阀。

此处，若在气门停止机构25b工作的减缸运转中VVT32、33工作，则第三连通道53的液压会下降，但基于设置在油路69中的止回阀48，阻止机油从气门停止机构25b向油路69上的处于止回阀48上游的第三连通道53流动，因此可确保油路69上的处于止回阀48下游侧的气门停止机构25b中的要求液压。

如上所述，本实施方式中，按发动机的运转状态来确定VVT32、33、气门停止机构25b及喷油器28等各液压工作装置的要求液压中的最高的要求液压，根据该最高的要求液压(基准目标液压)，预先设定与发动机运转状态对应的目标液压，将其作为液压控制图谱予以存储，并根据该液压控制图谱设定当前的目标液压。根据此种结构，通过使油路的液压与目标液压一致，能够确保各液压工作装置的工作液压及机油喷射压等要求液压。另外，为了实现该目标液压，而根据检测值对油路的液压进行反馈控制，因此能够以良好的精度控制泵36的容量。因此，能够进一步改善发动机的燃耗。

另外，在气门停止机构25b工作的发动机运转区域(减缸运转区域)的相邻区域(减缸运转准备区域)中，设定比所述最高的要求液压还高的修正液压以作为基于液压控制图谱的目标液压，因此，根据该液压控制图谱来控制泵36，能够提高气门停止机构25b的工作响应性，促进向减缸运转过渡，从而能够提高减少燃耗的效果。

而且，使VVT32、33工作后，特别是在因发动机2低速旋转而来自自泵36的机油排出量少时，若使进气侧和排气侧的VVT32、33同时工作，则与VVT32、33连通的第三连通道53的液压会下降，但根据本实施方式，在减缸运转中且在VVT32、33工作期间，基于设置在油路中的止回阀48阻止机油在第三连通道53与气门停止机构25b之间流动，因此可防止因VVT32、33工作而导致油路的液压暂时下降。由此，能够防止以下的情况：供应到气门停止机构25b的机油的液压下降，气门停止机构25b误动作，无法进行使进气门14和排气门15保持于停止状态的减缸运转。因此，通过在减缸运转中变更气门特性，能够进一步提高发动机的燃料经济性。

另外，当第三连通道53的液压为气门停止机构25b的要求液压以上时，该止回阀48打开，因此，油路69的液压变为与第三连通道53的液压相同，能够将要求液压以上的液压供应到气门停止机构25b。另一方面，当第三连通道53的液压小于气门停止机构25b的要求液压时，止回阀48关闭，因此，油路69的液压不会受到第三连通道53的液压的影响而维持气门停止机构25b的要求液压。因此，无需进行特殊的控制，只要追加简单的结构亦即在油路69上设置由弹簧施力的止回阀48，就能够防止气门停止机构25b误动作。

而且根据本实施方式，在减缸运转要求时，在VVT32、33工作的情况下，气门停止机构25b在VVT32、33的工作完成后工作，因此，气门停止机构25b便在因VVT32、33工作而下降的液压再次上升后工作，能够防止因液压不足而导致气门停止机构25b误动作。因此，能够恰当地使VVT32、33和气门停止机构25b这两者工作。此外，由于在为了抑制向减缸运转过渡时的发动机转速的波动而将进气门及排气门的特性向提高进气填充量的方向变更之后，才过渡到减缸运转，因此，能够在抑制发动机转速的波动的情况下过渡到减缸运转。

本发明并不限定于所例示的实施方式，当然能够在不脱离本发明宗旨的范围内进行各种改良及设计上的变更。

例如在本实施方式中，本发明被应用于直列四缸汽油发动机，但本发明的气缸数可以为任意个气缸，另外，其也可以被应用于柴油发动机。另外，在本实施方式中，利用线性电磁阀来控制泵36，但本发明并不限于此，其也可以利用电磁控制阀。

此外，当仅以在气门停止机构25b工作的减缸运转中防止由VVT32、33进行气门特性控制时的气门停止机构25b的误动作为目的时，只要使用在气门停止机构25b的要求液压以上时打开的阀门来作为止回阀48，就能够实现该目的。此外，也可以使用众所周知的电磁控制阀来代替如上所述的止回阀48，该众所周知的电磁控制阀能够根据主油道54的液压，以所期望的时机来控制开闭。

<实施方式的总结>

最后，对所述实施方式中所公开的特征性结构及基于该特征性结构的作用效果进行总结说明。

所述实施方式所公开的用于控制多缸发动机的控制装置，以多缸发动机为对象，该多缸发动机具备：机油泵；变更进气门和排气门中至少一方的气门特性的液压工作式的气门特性控制装置；在减缸运转时使进气门和排气门中至少一方的气门停止的液压工作式的气门停止装置；其中，所述气门特性控制装置和所述气门停止装置被设置在所述机油泵的排出油路上。该用于控制多缸发动机的控制装置包括气门控制部，该气门控制部在减缸运转要求时且在所述气门特性控制装置工作的情况下，在所述气门特性控制装置的工作结束后使所述气门停止装置工作。

根据所述用于控制多缸发动机的控制装置，由于在减缸运转要求时且在气门特性控制装置工作的情况下，在所述气门特性控制装置的工作结束后气门停止装置工作，因此，气门停止装置在因气门特性控制装置的工作而下降的液压再度上升后才工作，因而能够防止因液压不足而导致气门停止装置误动作。因此，能够使气门特性控制装置和气门停止装置双方恰当地工作。

所述用于控制多缸发动机的控制装置中，较为理想的是所述气门控制部在所述减缸运转要求时，使所述气门特性控制装置工作以使所述进气门和排气门中至少一方的气门特性向提高进气填充量的方向变化，然后使所述气门停止装置工作。

这样，在向减缸运转过渡时将进气门及排气门的特性向提高进气填充量的方向变更之后才过渡到减缸运转的情况下，能够在抑制发动机转速的波动的情况下过渡到减缸运转。

所述用于控制多缸发动机的控制装置中，较为理想的是所述机油泵是可变容量式的机油泵，所述用于控制多缸发动机的控制装置包括：液压检测部，检测所述泵的排出压力；存储部，存储预先设定了对应于发动机运转状态的目标液压的液压控制图谱；泵控制部，从所存储的液压控制图谱中读取当前的目标液压，变更所述泵的容量来控制排出压力，以便使由所述液压检测部检测出的排出压力与从所述液压控制图谱中所读取的所述目标液压一致；所述液压控制图谱包含作为表示所述发动机运转状态的参数的发动机转速、发动机负荷及油温，在基于各所述参数而确定的发动机的运转区域是所述气门停止装置工作的运转区域的相邻区域的情况下，设定比在该相邻区域工作的各种液压工作装置的要求液压中最高的要求液压还高的修正液压作为所述目标液压。

根据该结构，在气门停止装置工作的发动机的运转区域的相邻区域中，设定比所述最高的要求液压还高的修正液压作为基于液压控制图谱的目标液压，因此，根据该液压控制图谱来控制机油泵，能够提高气门停止装置的工作响应性，促进向减缸运转过渡。因此，能够提高减少燃耗的效果。

所述用于控制多缸发动机的控制装置中，较为理想的是所述气门特性控制装置包括提前角液压室和延迟角液压室，通过控制供应给各所述液压室的液压来变更凸轮轴的相对于曲轴的相对旋转相位。

根据该结构，气门特性控制装置是包括提前角液压室和延迟角液压室的可变气门正时机构，而且即使在向减缸运转过渡时需要使该气门特性控制装置工作的情况下，也能够与所述的结构同样地，切实地防止因液压不足而导致的气门停止装置的误动作，并且能够在抑制发动机的旋转波动的情况下过渡到减缸运转。

所述用于控制多缸发动机的控制装置中，较为理想的是在使来自所述机油泵的机油导入到所述气门停止装置的油路上设置有止回阀，该止回阀将机油的流向限制为仅从上游侧往下游侧一个方向。

根据该结构，在减缸运转中即使气门特性控制装置工作，也基于设置在油路中的止回阀而阻止机油的回流，因此可防止因气门特性控制装置工作而导致的油路的液压暂时下降。由此，能够防止以下的情况：供应到气门停止机构的机油的液压下降而气门停止机构误动作，无法进行使进气门和排气门保持于停止状态的减缸运转。

产业上的可利用性

如上所述，根据本发明，即使在减缸要求和气门特性变更要求被输出且基于这些要求而工作的液压工作式的气门停止装置及气门特性控制装置的工作期间重叠时，也能够使这些气门停止装置和气门特性控制装置恰当地工作，因此，本发明能够在此类发动机的制造产业领域中合适地被利用。

Claims (5)

1.一种用于控制多缸发动机的控制装置，该多缸发动机具备：机油泵；变更进气门和排气门中至少一方的气门特性的液压工作式的气门特性控制装置；在减缸运转时使进气门和排气门中至少一方的气门停止的液压工作式的气门停止装置；其中，所述气门特性控制装置和所述气门停止装置被设置在所述机油泵的排出油路上，其特征在于，所述用于控制多缸发动机的控制装置包括：

气门控制部，在减缸运转要求时且在所述气门特性控制装置工作的情况下，在所述气门特性控制装置的工作结束后使所述气门停止装置工作。

2.根据权利要求1所述的用于控制多缸发动机的控制装置，其特征在于，

所述气门控制部在所述减缸运转要求时，使所述气门特性控制装置工作以使所述进气门和排气门中至少一方的气门特性向提高进气填充量的方向变化，然后使所述气门停止装置工作。

3.根据权利要求1或2所述的用于控制多缸发动机的控制装置，其特征在于，

所述机油泵是可变容量式的机油泵，

所述用于控制多缸发动机的控制装置包括：液压检测部，检测所述泵的排出压力；存储部，存储预先设定了对应于发动机运转状态的目标液压的液压控制图谱；泵控制部，从所存储的液压控制图谱中读取当前的目标液压，变更所述泵的容量来控制排出压力，以便使由所述液压检测部检测出的排出压力与从所述液压控制图谱中所读取的所述目标液压一致；

所述液压控制图谱包含作为表示所述发动机运转状态的参数的发动机转速、发动机负荷及油温，在基于各所述参数而确定的发动机的运转区域是所述气门停止装置工作的运转区域的相邻区域的情况下，设定比在该相邻区域工作的各种液压工作装置的要求液压中最高的要求液压还高的修正液压作为所述目标液压。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的用于控制多缸发动机的控制装置，其特征在于：

所述气门特性控制装置包括提前角液压室和延迟角液压室，通过控制供应给各所述液压室的液压来变更凸轮轴的相对于曲轴的相对旋转相位。

5.根据权利要求1至4中任一项所述的用于控制多缸发动机的控制装置，其特征在于：

在使来自所述机油泵的机油导入到所述气门停止装置的油路上设置有止回阀，该止回阀将机油的流向限制为仅从上游侧往下游侧一个方向。