DE112014001755T5 - Ölzufuhrvorrichtung für Motor - Google Patents

Ölzufuhrvorrichtung für Motor Download PDF

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Masanori Hashimoto
Hisashi Okazawa
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Abstract

Eine Ölzufuhrvorrichtung für einen Motor ist versehen mit einer Ölpumpe einer Verstellpumpenausführung; mehreren hydraulisch betriebenen Vorrichtungen, die mittels eines Ölwegs mit der Pumpe verbunden sind; einer Pumpensteuereinrichtung, die die Leistung der Pumpe ändert, um eine Ölfördermenge zu steuern; einer Hydraulikdruck-Detektionseinrichtung, die einen Hydraulikdruck des Ölwegs detektiert, wobei der Hydraulikdruck gemäß der Fördermenge geändert wird; und einer Speichereinrichtung, die ein Hydraulikdruck-Steuerkennfeld speichert, das einen abhängig von Betriebszuständen des Motors festzulegenden Sollhydraulikdruck beruhend auf einem höchsten geforderten Hydraulikdruck unter den geforderten Hydraulikdrücken der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen, die für jeden der Betriebszustände des Motors zu spezifizieren sind, ermittelt. Die Pumpensteuereinrichtung liest einen Sollhydraulikdruck bei einem aktuellen Zeitpunkt aus dem Steuerkennfeld gespeicherter Hydraulikdrücke und ändert die Leistung der Pumpe so, dass der von der Hydraulikdruck-Detektionseinrichtung detektierte Hydraulikdruck mit dem gelesenen Sollhydraulikdruck zum Steuern der Fördermenge übereinstimmt.

Description

  • TECHNISCHES GEBIET
  • Die vorliegende Erfindung betrifft eine Ölzufuhrvorrichtung zum Zuführen von Motoröl von einer Ölpumpe zu jedem Teil eines Motors für ein Kraftfahrzeug oder ein ähnliches Fahrzeug und insbesondere ein technisches Gebiet der Steuerung einer Ölpumpe.
  • TECHNISCHER HINTERGRUND
  • Bei einem Motor für ein Kraftfahrzeug oder ein ähnliches Fahrzeug wird zum Beispiel üblicherweise eine Technik zum Zuführen von Motoröl von einer Ölpumpe zu jedem Teil des Motors zum Schmieren von Lagerabschnitten und Gleitabschnitten, zum Kühlen von Kolben oder zum Liefern von Hydraulikarbeitsdrücken zu verschiedenen Vorrichtungen genutzt.
  • Im Allgemeinen ist ein geforderter Hydraulikdruck von Motoröl abhängig von Betriebszuständen eines Motors (wie etwa eine Drehzahl, eine Last und eine Öltemperatur) unterschiedlich. Wenn zum Beispiel die Öltemperatur hoch ist, kann die aus einem Lagerabschnitt entweichende Ölmenge zunehmen, was es erschweren kann, den Hydraulikdruck anzuheben. Im Hinblick auf das Vorstehende ist es erforderlich, den Hydraulikdruck relativ hoch zu halten, wenn die Öltemperatur steigt Wenn die Drehzahl eines Motors steigt, steigt ferner die zum Kühlen von Kolben erforderliche Motorölmenge. Im Hinblick auf das Vorstehende ist es erforderlich, den Hydraulikdruck anzuheben, wenn die Drehzahl eines Motors steigt. Weiterhin werden ein Mechanismus für variable Ventilsteuerung (nachstehend als VVT abgekürzt) und ein Ventilstoppmechanismus für einen reduzierten Zylinderbetrieb abhängig von einem Betriebszustand eines Motors zwischen einem betriebsfähigen Zustand und einem betriebsunfähigen Zustand umgeschaltet. Im Hinblick auf das Vorstehende ist es erforderlich, den Hydraulikdruck bei jedem Durchführen eines Umschaltvorgangs zu ändern.
  • Die Zufuhr von Motoröl über eine erforderliche Menge und einen erforderlichen Druck hinaus kann aber einen Antriebsverlust der Ölpumpe steigern und die Kraftstoffwirtschaftlichkeit des Motors verschlechtern. Zum Verbessern der Kraftstoffwirtschaftlichkeit besteht daher Bedarf an einer Technik zum geeigneten Steuern der Menge und des Drucks eines zu liefernden Öls abhängig von einem Betriebszustand eines Motors.
  • Zum Beispiel offenbart Patentschrift 1 eine Technik, bei der ein Hydrauliksteuerventil (ein lineares Arbeitsmagnetventil) in einem Förderdurchlass einer Ölpumpe vorgesehen ist, um den Hydraulikdruck von Motoröl, das zu jedem Teil eines Motors zu liefern ist, abhängig von einem Betriebszustand des Motors zu steuern.
  • Bei der in Patentschrift 1 beschriebenen vorstehend erwähnten Technik ist die Ölpumpe jedoch von einer Ausführung mit fester Leistung. Wenn der geforderte Hydraulikdruck (Ölmenge) klein ist, wird von der Ölpumpe gefördertes Motoröl durch das Hydrauliksteuerventil zurück zu einem Öltank gespeist. Folglich ist die Arbeit der Ölpumpe nutzlos, wenn das Motoröl, das folglich zurückgespeist wird, von der Ölpumpe gefördert wird, und die Kraftstoffwirtschaftlichkeitswirkung ist gering.
  • Ferner offenbart zum Beispiel Patentschrift 2 eine Technik, bei der eine Ölpumpe einer Verstellpumpenausführung als Ölpumpe zum Liefern eines Hydraulikarbeitsdrucks verwendet wird, bei der ein Mechanismus für variablen Hub von Einlass- und Auslassventilen betrieben wird, und eine geforderte Fördermenge zum Erhalten der geforderten Hubkennlinien der Ventile aus einer Motordrehzahl, einer Motorlast und einer Öltemperatur zum Steuern der Fördermenge der Ölpumpe beruhend auf der insgesamt geforderten Fördermenge ermittelt wird.
  • Die in Patentschrift 2 beschriebene vorstehend erwähnte Technik erfüllt aber nicht gleichzeitig die geforderten Hydraulikdrücke der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen. Ferner ist die vorstehend erwähnte Technik nicht auf eine Rückführungsregelung eines Hydraulikdrucks beruhend auf einem Detektionswert gerichtet. Daher ist die Präzision einer Leistungssteuerung der Ölpumpe gering Folglich ist die Kraftstoffwirtschaftlichkeitswirkung ungenügend.
  • LISTE DER ANFÜHRUNGEN
  • PATENTSCHRIFTEN
    • Patentschrift 1: Japanisches Patent Nr. 3,084,641
    • Patentschrift 2: Ungeprüfte japanische Patentveröffentlichung Nr. 2002-309916
  • ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG
  • Im Hinblick auf das Vorstehende besteht eine Aufgabe der Erfindung darin, eine Technik zum Verbessern der Kraftstoffwirtschaftlichkeit eines Motors durch geeignetes Steuern der Leistung einer Ölpumpe einer Verstellpumpenausführung vorzusehen, während ein geforderter Hydraulikdruck jeder der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen sichergestellt wird.
  • Eine Ölzufuhrvorrichtung für einen Motor der Erfindung, die die vorstehend erwähnte Aufgabe verwirklicht, ist versehen mit einer Ölpumpe einer Verstellpumpenausführung; mehreren hydraulisch betriebenen Vorrichtungen, die mittels eines Ölwegs mit der Pumpe verbunden sind; einer Pumpensteuereinrichtung, die die Leistung der Pumpe ändert, um eine Ölfördermenge zu steuern; einer Hydraulikdruck-Detektionseinrichtung, die einen Hydraulikdruck des Ölwegs detektiert, wobei der Hydraulikdruck gemäß der Fördermenge geändert wird; und einer Speichereinrichtung, die ein Hydraulikdruck-Steuerkennfeld speichert, das einen abhängig von Betriebszuständen des Motors festzulegenden Sollhydraulikdruck beruhend auf einem höchsten geforderten Hydraulikdruck unter den geforderten Hydraulikdrücken der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen, die für jeden der Betriebszustände des Motors zu spezifizieren sind, ermittelt. Die Pumpensteuereinrichtung liest aus dem Steuerkennfeld gespeicherter Hydraulikdrücke einen Sollhydraulikdruck bei einem aktuellen Zeitpunkt und ändert die Leistung der Pumpe in solcher Weise, dass der von der Hydraulikdruck-Detektionseinrichtung detektierte Hydraulikdruck mit dem gelesenen Sollhydraulikdruck zum Steuern der Fördermenge übereinstimmt.
  • KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
  • 1 ist ein Schaubild, das eine schematische Konfiguration eines die Erfindung verkörpernden Motors zeigt;
  • 2 ist eine Schnittansicht, die eine schematische Konfiguration eines mit einer Ventilstoppfunktion versehenen HLA zeigt;
  • 3A ist eine seitliche Schnittansicht, die eine schematische Konfiguration von VVT zeigt;
  • 3B ist ein Diagramm zum Beschreiben eines Betriebs von VVT;
  • 4 ist ein Diagramm, das eine schematische Konfiguration einer Ölzufuhrvorrichtung zeigt;
  • 5 ist ein Diagramm, das Kennlinien einer Ölpumpe eines Verstellpumpentyps zeigt;
  • 6A ist ein konzeptuelles Diagramm, das einen Bereich reduzierten Zylinderbetriebs des Motors hinsichtlich einer Beziehung bezüglich Motorlast und Drehzahl zeigt;
  • 6B ist ein konzeptuelles Diagramm, das den Bereich reduzierten Zylinderbetriebs des Motors hinsichtlich einer Beziehung bezüglich einer Wassertemperatur des Motors zeigt;
  • 7A ist ein Diagramm, das das Festlegen eines Sollhydraulikdrucks einer Pumpe bei Befinden des Motors in einem Zustand niedriger Last beschreibt;
  • 7B ist ein Diagramm, das das Festlegen eines Sollhydraulikdrucks einer Pumpe bei Befinden des Motors in einem Zustand hoher Last beschreibt;
  • 8A ist ein Diagramm, das ein Hydraulikdruck-Steuerkennfeld zeigt, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem Zustand hoher Temperatur befindet;
  • 8B ist ein Diagramm, das ein Hydraulikdruck-Steuerkennfeld zeigt, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem warmen Zustand befindet;
  • 8C ist ein Diagramm, das ein Hydraulikdruck-Steuerkennfeld zeigt, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem kalten Zustand befindet;
  • 9A ist ein Diagramm, das ein Tastverhältnis-Kennfeld zeigt, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem Zustand hoher Temperatur befindet;
  • 9B ist ein Diagramm, das ein Tastverhältnis-Kennfeld zeigt, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem warmen Zustand befindet;
  • 9C ist ein Diagramm, das ein Tastverhältnis-Kennfeld zeigt, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem kalten Zustand befindet;
  • 10 ist ein Flussdiagramm, das ein Durchfluss-Steuerverfahren für eine Pumpe zeigt;
  • 11 ist ein Flussdiagramm, das ein Zylinderzahl-Steuerverfahren für einen Motor zeigt;
  • 12 ist ein Zeitdiagramm, das eine Steuerung zeigt, wenn der Motor zu einem reduzierten Zylinderbetrieb umgeschaltet wird; und
  • 13 ist eine vergrößerte Ansicht, die eine Konfiguration eines stromabwärts befindlichen Abschnitts der in 4 gezeigten Ölzufuhrvorrichtung zeigt.
  • BESCHREIBUNG VON AUSFÜHRUNGSFORMEN
  • Im Folgenden wird eine Ölzufuhrvorrichtung 1 für einen die Erfindung verkörpernden Motor unter Bezugnahme auf 1 bis 13 beschrieben.
  • Zunächst wird unter Bezugnahme auf 1 ein Motor 2, bei dem die Ölzufuhrvorrichtung 1 verwendet wird, beschrieben. Wie in 1 gezeigt ist, ist der Motor 2 ein Vierzylinder-Reihenbenzinmotor, der so ausgelegt ist, dass ein erster Zylinder, ein zweiter Zylinder, ein dritter Zylinder und ein vierter Zylinder in dieser Reihenfolge der Reihe nach angeordnet sind (in einer Richtung orthogonal zur Ebene von 1). Der Motor 2 ist mit einem Nockendeckel 3, einem Zylinderkopf 4, einem Zylinderblock 5, einer (nicht gezeigten) Kurbelwelle und einer Ölwanne 6 (siehe 4) versehen, die vertikal miteinander verbunden sind. In dem Zylinderblock 5 sind vier Zylinderbohrungen 7 ausgebildet. In jeder der Zylinderbohrungen 7 ist ein Kolben 8 gleitend eingesetzt. Die Kolben 8 sind mit einer (nicht gezeigten) Kurbelwelle verbunden, die durch Pleuelstangen 10 drehbar an dem Kurbelgehäuse gelagert ist. Ein von jeder der Zylinderbohrungen 7 und jedem der Kolben 8 gebildeter Brennraum 11 ist in einem oberen Abschnitt des Zylinderblocks 5 für jeden der Zylinder ausgebildet.
  • Der Zylinderkopf 4 ist mit einem Einlasskanal 12 und einem Auslasskanal 13 ausgebildet, die hin zu jedem der Brennräume 11 münden. In dem Einlasskanal 12 ist ein Einlassventil 14 zum Öffnen und Schließen des Einlasskanals 12 eingebaut, und in dem Auslasskanal 13 ist ein Auslassventil 15 zum Öffnen und Schließen des Auslasskanals 13 eingebaut. Das Einlassventil 14 und das Auslassventil 15 werden jeweils durch eine Rückstellfeder 16 und eine Rückstellfeder 17 in die Schließrichtung (in 1 in die Richtung nach oben) gedrückt. Das Einlassventil 14 wird durch einen Nockenabschnitt 18a, der an dem Außenumfang einer drehbaren Nockenwelle 18 ausgebildet ist, und durch einen Schwinghebel 20, der unter dem Nockenabschnitt 18a angeordnet ist, auf und zu gesteuert, und das Auslassventil 15 wird durch einen Nockenabschnitt 19a, der an dem Außenumfang einer drehbaren Nockenwelle 19 ausgebildet ist, und durch einen Schwinghebel 21, der unter dem Nockenabschnitt 19a angeordnet ist, auf und zu gesteuert. Wenn die Nockenwellen 18 und 19 gedreht werden, werden im Einzelnen ein Nockenstößel 20a, der im Wesentlichen in der Mitte des Schwinghebels 20 drehbar angeordnet ist, und ein Nockenstößel 21a, der im Wesentlichen in der Mitte des Schwinghebels 21 drehbar angeordnet ist, jeweils durch die Nockenabschnitte 18a und 19a nach unten gedrückt. Dann schwenken die Schwinghebel 20 bzw. 21 um einen oberen Abschnitt eines Schwenkmechanismus 25a, der an jeweiligen Endseiten der Schwinghebel 20 und 21 vorgesehen ist, und die jeweiligen anderen Enden der Schwinghebel 20 und 21 drücken das Einlassventil 14 und das Auslassventil 15 gegen die Treibkraft der Rückstellfedern 16 und 17 nach unten, wodurch das Einlassventil 14 und das Auslassventil 15 geöffnet werden.
  • Als Schwenkmechanismus 25a der Schwinghebel 20 und 21 für jeden von zweitem und dritten Zylinder, die in der Mitte des Motors angeordnet sind, wird ein gut bekanntes hydraulisches Spielstellelement 24 (nachstehend als HLA, kurz vom engl. Hydraulic Lash Adjuster, bezeichnet) zum automatischen Stellen des Ventilspiels durch einen Hydraulikdruck auf null vorgesehen.
  • Als Schwenkmechanismus 25a der Schwinghebel 20 und 21 für jeden von erstem und viertem Zylinder, die an beiden Enden des Motors angeordnet sind, ist ferner ein HLA 25 vorgesehen (siehe 1 und 2), das mit einer Ventilstoppfunktion zum Stoppen eines Öffnens und Schließens des Einlassventils 14 und des Auslassventils 15 versehen ist. Das mit einer Ventilstoppfunktion versehene HLA 25 weist zusätzlich zur Funktion des automatischen Stellens des Ventilspiels auf null, genauso wie bei dem HLA 24, eine Funktion des Umschaltens zwischen einem Öffnen und Schließen des Einlassventils 14 und des Auslassventils 15 des ersten (vierten) Zylinders und des Stoppen des Öffnens und Schließens des Einlassventils 14 und des Auslassventils 15 des ersten (vierten) Zylinders abhängig davon, ob bei dem Motor 2 ein reduzierter Zylinderbetrieb oder ein Betrieb mit allen Zylindern durchgeführt wird, auf. Das HLA 25 ermöglicht es dem Einlassventil 14 und dem Auslassventil 15 des ersten (vierten) Zylinders im Einzelnen zu öffnen und zu schließen, wenn bei dem Motor 2 ein Betrieb mit allen Zylindern durchgeführt wird, und ermöglicht es dem Einlassventil 14 und dem Auslassventil 15 des ersten (vierten) Zylinders, das Öffnen und Schließen zu stoppen, wenn bei dem Motor 2 ein reduzierter Zylinderbetrieb durchgeführt wird. Somit weist das HLA 25 einen Ventilstoppmechanismus 25b (siehe 2) als Mechanismus zum Stoppen eines Öffnens und Schließens des Einlassventils 14 und des Auslassventils 15 auf. Der Ventilstoppmechanismus 25b entspricht in den Ansprüchen einer Ventilstoppvorrichtung.
  • Der Zylinderkopf 4 ist mit Montagebohrungen 26 und 27 zum Aufnehmen und Befestigen eines unteren Endes jedes der HLA 24 und eines unteren Endes jedes der HLA 25, die mit einer Ventilstoppfunktion versehen sind, ausgebildet. Der Zylinder 4 ist weiterhin mit Ölwegen 61, 62, 63 und 64 ausgebildet, die mit den Montagebohrungen 26 und 27 für jedes der HLA 25, die mit einer Ventilstoppfunktion versehen sind, kommunizieren. Wenn das HLA 25 in den Montagebohrungen 26 und 27 montiert ist, liefern die Ölwege 61 und 62 einen Hydraulikdruck (einen Hydraulikarbeitsdruck) zum Betreiben des Ventilstoppmechanismus 25b des HLA 25 und die Ölwege 63 und 64 liefern einen Hydraulikdruck zum Veranlassen des Schwenkmechanismus 25a des HLA 25, das Ventilspiel automatisch auf null zu stellen.
  • Der Zylinderblock 5 ist mit einer Hauptgalerie 54 ausgebildet, die sich in der Zylinderanordnungsrichtung in einer auslassseitigen Seitenwand der Zylinderbohrungen 7 erstreckt. An einer Stelle nahe dem unteren Abschnitt der Hauptgalerie 54 ist für jeden der Kolben 8 ein mit der Hauptgalerie 54 kommunizierendes Ölstrahlrohr 28 zum Kühlen des Kolbens 8 ausgebildet. Jedes der Ölstrahlrohre 28 weist einen unter dem entsprechenden Kolben 8 angeordneten Düsenabschnitt 28a auf. Das Ölstrahlrohr 28 ist ausgelegt, um Motoröl (nachstehend einfach als ”Öl” bezeichnet) durch den Düsenabschnitt 28a auf die Rückfläche des oberen Abschnitts des Kolbens 8 einzuspritzen. Das Ölstrahlrohr 28 entspricht in den Ansprüchen einem Öleinspritzventil.
  • An einer Stelle über den Nockenwellen 18 und 19 sind jeweils Ölbrausen 29 und 30 in Form eines Rohrs vorgesehen. Von den Ölbrausen 29 und 30 geliefertes Schmieröl wird auf die Nockenabschnitte 18a und 19a der Nockenwellen 18 und 19, die unter den Ölbrausen 29 und 30 angeordnet sind, und auf Kontaktabschnitte zwischen dem Schwinghebel 20 und dem Nockenstößel 20a, die weiter unterhalb des Nockenabschnitts 18a angeordnet sind, und zwischen dem Schwinghebel 21 und dem Nockenstößel 21a, die weiter unterhalb des Nockenabschnitts 19a angeordnet sind, gespritzt.
  • Als Nächstes wird der Ventilstoppmechanismus 25b, der eine der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen ist, unter Bezugnahme auf 2 beschrieben. Der Ventilstoppmechanismus 25b ist ein Mechanismus zum Umschalten zwischen einem reduzierten Zylinderbetrieb, wobei ein Öffnen und Schließen des Einlassventils 14 und des Auslassventils 15 des ersten (vierten) Zylinders abhängig von einem Betriebszustand des Motors 2 gestoppt werden, und einem Betrieb mit allen Zylindern, wobei ein Öffnen und Schließen der Einlassventile 14 und der Auslassventile 15 aller Zylinder durch Betreiben aller HLA 24 und HLA 25 in einem normalen Zustand durchgeführt werden.
  • Wie vorstehend beschrieben ist das mit einer Ventilstoppfunktion versehene HLA 25 mit dem Schwenkmechanismus 25a und dem Ventilstoppmechanismus 25b versehen. Der Schwenkmechanismus 25a ist ein Mechanismus zum automatischen Stellen des Ventilspiels auf null durch einen Hydraulikdruck und weist im Wesentlichen die gleiche Konfiguration wie das gut bekannte HLA 24 auf, das für den zweiten und dritten Zylinder verwendet wird. Daher wird auf eine Beschreibung des Schwenkmechanismus 25a hierin verzichtet. Der Ventilstoppmechanismus 25b ist versehen mit einer Außenbuchse 251, die einen geschlossenen Boden aufweist und ausgelegt ist, um den Schwenkmechanismus 25a gleitend und axial aufzunehmen; einem Paar von Sperrstiften 252, die in zwei Durchgangsbohrungen 251a, die in Seitenflächen der Außenbuchse 251 einander zugewandt zum Umschalten des über der Außenbuchse 251 angeordneten Schwenkmechanismus 25a ausgebildet sind, und aus diese heraus bewegt werden können, um zwischen einem Sperrzustand und einem Sperrfreigabezustand gleitend und axial bewegbar zu sein; einer Sperrfeder 253, die die Sperrstifte 252 radial nach außen treibt; und einer Lost-Motion-Feder 254, die zwischen dem inneren Bodenabschnitt der Außenbuchse 251 und dem Bodenabschnitt des Schwenkmechanismus 25a zum Drücken und Treiben des Schwenkmechanismus 25a von der Außenbuchse 251 nach oben angeordnet ist.
  • Wenn die Sperrstifte 252 in die Durchgangsbohrungen 251a der Außenbuchse 251 eingerückt sind, wie in 2A gezeigt ist, befindet sich der Schwenkmechanismus 25a in einem Sperrzustand, so dass der Schwenkmechanismus 25a nach oben ragt und fixiert ist. Wenn wie in 1 gezeigt sich der Schwenkmechanismus 25a in dem Sperrzustand befindet, dient der obere Abschnitt des Schwenkmechanismus 25a als Drehpunkt für das Schwenken der Schwinghebel 20 und 21. Daher drücken die Nockenabschnitte 18a und 19a die Nockenstößel 20a und 21a durch Drehungen der Nockenwellen 18 und 19 nach unten. Dann werden das Einlassventil 14 und das Auslassventil 15 gegen die Treibkraft der Rückstellfedern 16 und 17 nach unten gedrückt, wodurch das Einlassventil 14 und das Auslassventil 15 geöffnet werden. Das Überführen der Ventilstoppmechanismen 25b für den ersten und den vierten Zylinder in einen Sperrzustand macht es somit möglich, einen Betrieb mit allen Zylindern durchzuführen.
  • Wenn wie in 2B gezeigt die Außenendflächen der Sperrstifte 252 durch einen Hydraulikarbeitsdruck gedrückt werden, werden die Sperrstifte 252 radial einwärts der Außenbuchse 251 eingefahren, so dass sie gegen die Zugkraft der Sperrfeder 253 einander nahekommen. Dann wird der Eingriff zwischen den Sperrstiften 252 und den Durchgangsbohrungen 251a der Außenbuchse 251 freigegeben und der über dem Ventilstoppmechanismus 25b angeordnete Schwenkmechanismus 25a wird in einen Sperrfreigabezustand gebracht, in dem der Schwenkmechanismus 25a axial beweglich ist.
  • Wenn der Schwenkmechanismus 25a gegen die Treibkraft der Lost-Motion-Feder 254 nach unten gedrückt wird, während der Schwenkmechanismus 25a wie vorstehend beschrieben zu dem Sperrfreigabezustand umgeschaltet wird, wird der Schwenkmechanismus 25a wie in 2C gezeigt zu einem Zustand mit gestopptem Ventil gebracht. Im Einzelnen weisen die Rückstellfedern 16 und 17 zum Treiben des Einlassventils 14 und des Auslassventils 15 nach oben eine größere Treibkraft als die Treibkraft der Lost-Motion-Feder 254 zum Treiben des Schwenkmechanismus 25a nach oben auf. Wenn sich daher der Ventilstoppmechanismus 25b in einem Sperrfreigabezustand befindet, ermöglicht das Veranlassen der Nockenabschnitte 18a und 19a, die Nockenstößel 20a und 21a durch Drehungen der Nockenwellen 18 und 19 nach unten zu drücken, es dem oberen Abschnitt des Einlassventils 14 und des Auslassventils 15 als Drehpunkt für das Schwenken der Schwinghebel 20 und 21 zu dienen, und drückt den Schwenkmechanismus 25a gegen die Treibkraft der Lost-Motion-Feder 254 nach unten. Das Einlassventil 14 und das Auslassventil 15 werden mit anderen Worten in einem geschlossenen Zustand gehalten. Das Überführen des Ventilstoppmechanismus 25b in einen Sperrfreigabezustand macht es somit möglich, einen reduzierten Zylinderbetrieb durchzuführen.
  • Der Zylinderkopf 4 ist mit hydraulisch betriebenen Mechanismen für variable Ventilsteuerung 32 und 33 (nachstehend einfach als ”VVT” bezeichnet) versehen, die in 3A gezeigt sind. Der VVT 32 ist ausgelegt, um die Öffnungs- und Schließzeiten des Einlassventils 14 zu ändern, und der VVT 33 ist ausgelegt, um die Öffnungs- und Schließzeiten des Auslassventils 15 zu ändern. Der VVT 32 für das Einlassventil 14 und der VVT 35 für das Auslassventil 15 weisen jeweils den gleichen Aufbau auf. Im Einzelnen weist der VVT 32 (33) ein im Wesentlichen kranzförmiges Gehäuse 321 (331) und einen Rotor 322 (332), der in dem Gehäuse 321 (331) aufgenommen ist, auf. Das Gehäuse 321 (331) ist integral und drehbar mit einem Nockenwellenrad 323 (333) verbunden, das synchron mit der Kurbelwelle gedreht wird. Der Rotor 322 (332) ist integral und drehbar mit der Nockenwelle 18 (19) verbunden, die das Einlassventil 14 (Auslassventil 15) öffnet und schließt. Das Gehäuse 321 (331) ist innen mit Hydraulikkammern mit Spätverstellwinkel 325 (335) und Hydraulikkammern mit Vorverstellwinkel 326 (336) ausgebildet, die durch Flügel 324 (334), die an dem Rotor 322 (332) ausgebildet sind, und die Innenfläche des Gehäuses 321 (331) festgelegt sind. Der VVT 32 und der VVT 33 entsprechen in den Ansprüchen einer Ventilkennlinien-Steuervorrichtung.
  • Wie in 4 gezeigt ist, wird Öl, das von einer Pumpe (einer Ölpumpe) 36 mittels eines ersten Richtungsumschaltventils 34 zuzuführen ist, zu jeder der Hydraulikkammern 325 und 326 des VVT 32 eingeleitet. Analog wird Öl, das von der Pumpe 36 mittels eines ersten Richtungsumschaltventils 35 zuzuführen ist, von jeder der Hydraulikkammern 335 und 336 des VVT 33 eingeleitet. Wenn durch Steuerung des ersten Richtungsumschaltventils 34 (35) Öl zu den Hydraulikkammern mit Spätverstellwinkel 325 (335) eingeleitet wird, wird die Nockenwelle 18 (19) durch einen Hydraulikdruck in einer Richtung entgegen ihrer Drehrichtung gedreht. Dadurch werden die Öffnungs- und Schließzeitpunkte des Einlassventils 14 (Auslassventils 15) auf spät verstellt. Wenn dagegen Öl zu den Hydraulikkammern mit Vorverstellwinkel 326 (336) eingeleitet wird, wird die Nockenwelle 18 (19) durch einen Hydraulikdruck in der gleichen Richtung wie ihre Drehrichtung gedreht. Dadurch werden die Öffnungs- und Schließzeitpunkte des Einlassventils 14 (Auslassventils 15) vorverstellt.
  • 3B zeigt Hubkurven eines Einlassventils 14 und eines Auslassventils 15 sowie einen Fall, bei dem Öffnungs- und Schließzeitpunkte des Einlassventils 14 durch den VVT 32 geändert sind. Wenn Öffnungs- und Schließzeiten des Einlassventils 14 durch den VVT 32 in der Vorverstellwinkelrichtung (siehe den Pfeil in 313) geändert werden, überschneiden sich, wie aus 3B verständlich wird, der Öffnungszeitraum des Auslassventils 15 und der Öffnungszeitraum des Einlassventils (siehe die Punkt-Strich-Linie in 3B). Auf diese Weise ermöglicht es das Überschneiden der Öffnungszeiträume des Einlassventils 14 und des Auslassventils 15, die Menge der inneren AGR zum Zeitpunkt von Motorverbrennung zu vergrößern und die Kraftstoffwirtschaftlichkeit durch Reduzieren eines Pumpverlusts zu verbessern. Ferner ist es auch möglich, die Verbrennungstemperatur zu senken. Dies ist beim Reduzieren von NOx-Emissionen für die Reinigung von Abgas vorteilhaft. Wenn dagegen die Öffnungs- und Schließzeitpunkte des Einlassventils 14 durch den VVT 32 in der Spätverstellwinkelrichtung geändert werden, überschneiden sich der Öffnungszeitraum des Auslassventils 15 und der Öffnungszeitraum des Einlassventils 14 nicht (siehe die durchgehende Linie in 36). Dies macht es möglich, eine stabile Verbrennung sicherzustellen, wenn sich der Motor in einem Leerlaufzustand befindet, und die Motorausgangsleistung zu verbessern, wenn sich der Motor in einem Zustand hoher Drehzahl befindet.
  • Als Nächstes wird die Ölzufuhrvorrichtung 1 in der Ausführungsform der Erfindung unter Bezugnahme auf 4 näher beschrieben. Wie in 4 gezeigt ist, ist die Ölzufuhrvorrichtung 1 in der Ausführungsform eine Vorrichtung zum Liefern von Öl zu dem Motor 2. Die Ölzufuhrvorrichtung 1 ist mit der Pumpe 36 und einem Ölzufuhrweg 50 versehen, der mit der Pumpe 36 verbunden und ausgelegt ist, um Öl erhöhten Drucks zu jedem Teil des Motors zu leiten.
  • Der Ölzufuhrweg 50 besteht aus Durchlässen, die in verschiedenen Teilen wie etwa einem Rohr, dem Zylinderblock 5 und dem Zylinderkopf 4 ausgebildet sein. Der Ölzufuhrweg 50 umfasst einen ersten Verbindungsdurchlass 51, der mit der Pumpe 36 kommuniziert und sich von der Ölwanne 6 zu einem Zweigteil 54a in dem Zylinderblock 5 erstreckt; die Hauptgalerie 54, die sich in der Zylinderanordnungsrichtung in dem Zylinderblock 5 erstreckt; einen zweiten Verbindungsdurchlass 52, der sich von einem Zweigteil 54b der Hauptgalerie 54 zu dem Zylinderkopf 4 erstreckt; einen dritten Verbindungsdurchlass 53, der sich im Wesentlichen horizontal zwischen der Einlassseite und der Auslassseite in dem Zylinderkopf 4 erstreckt; und mehrere Ölwege 61 bis 69, die von dem dritten Verbindungsdurchlass 53 in dem Zylinderkopf 4 abzweigen.
  • Die Pumpe 36 ist eine gut bekannte Ölpumpe des Verstellpumpentyps und wird durch Drehen der nicht gezeigten Kurbelwelle angetrieben. Die Pumpe 36 ist versehen mit einem Gehäuse 361, das aus einem Pumpenkörper mit im Schnitt einer U-Form gebildet ist und eine Pumpenaufnahmekammer, deren eines Ende geöffnet ist und die innen einen säulenförmigen Raum aufweist, und einem Deckelelement zum Abdecken der Öffnung des Pumpenkörpers umfasst; einer Antriebswelle 362, die an dem Gehäuse 361 drehbar gelagert ist und die durch die Kurbelwelle in Drehung versetzt wird, während sie durch im Wesentlichen die Mitte der Pumpenaufnahmekammer verläuft; einem Pumpenelement, das aus einem Rotor 363, der in der Pumpenaufnahmekammer drehbar aufgenommen ist und dessen mittlerer Teil mit der Antriebswelle verbunden ist, und Flügeln 364, die in radial ausgeführten Schlitzen in dem Außenumfang des Rotors 364 aus- und einfahrbar aufgenommen sind, besteht; einem Nockenring 366, der bezüglich der Rotationsmitte des Rotors 363 an der Außenumfangsseite des Pumpenelements exzentrisch angeordnet ist und der eine Pumpenkammer 365 als Hydraulikölkammern zusammenwirkend mit dem Rotor 363 und mit den Flügeln 364, die zueinander benachbart sind, festlegt; einer Feder 367 als Treibelement, die in dem Pumpenkörper aufgenommen ist und die ausgelegt ist, um den Nockenring 366 ständig in einer solchen Richtung zu treiben, dass der exzentrische Betrag des Nockenrings 366 bezüglich der Rotationsmitte des Rotors 363 vergrößert wird; und einem Paar von Ringelementen 368, die an Innenumfangsseitenabschnitten des Rotors 363 gleitend angeordnet sind und die einen Durchmesser aufweisen, der kleiner als der Durchmesser des Rotors 363 ist. Das Gehäuse 361 ist mit einem Saugkanal 361a zum Zuführen von Öl zu der in dem Gehäuse 361 gebildeten Pumpenkammer 365 und einem Förderkanal 361b zum Fördern von Öl von der Pumpenkammer 365 ausgebildet. Das Gehäuse ist innen mit einer Druckkammer 369 ausgebildet, die durch die Innenfläche des Gehäuses 361 und die Außenfläche des Nockenrings 366 festgelegt ist. In der Druckkammer 369 ist eine Einlassöffnung 369a, die hin zur Druckkammer 369 öffnet, ausgebildet. Die Pumpe 36 ist so ausgelegt, dass es ein Einleiten von Öl durch die Einlassöffnung 369a in die Druckkammer 369 möglich macht, den Nockenring 366 um einen Drehpunkt 361c zu schwenken, wodurch der Rotor 363 bezüglich des Nockenrings 366 exzentrisch gedreht wird und die Förderleistung der Pumpe 36 gesteigert wird.
  • Mit dem Saugkanal 361a der Pumpe 36 ist ein der Ölwanne 6 zugewandtes Ölsieb 39 verbunden. Der erste Verbindungsdurchlass 51, der mit dem Förderkanal 361b der Pumpe 36 kommuniziert, ist mit einem Ölfilter 37 und einem Ölkühler 38 in dieser Reihenfolge von stromaufwärts nach stromabwärts versehen. In der Ölwanne 6 gespeichertes Öl wird von der Pumpe 36 durch das Ölsieb 39 gepumpt, wird durch den Ölfilter 37 gefiltert, wird in dem Ölkühler 38 gekühlt und wird dann zu der Hauptgalerie 54 in dem Zylinderblock 5 eingeleitet.
  • Die Hauptgalerie 54 kommuniziert mit jedem der Ölstrahlrohre 28 zum Einspritzen von kühlendem Öl auf die Rückflächen der vier Kolben 8, einem Ölzufuhrabschnitt 41 zum Liefern von Öl zu Metalllagern, der für fünf Hauptgleitlager angeordnet ist, die die Kurbelwelle schwenkbar lagern, und einem Ölzufuhrabschnitt 42 zum Zuführen von Öl zu Metalllagern, der an Kurbelzapfen der Kurbelwelle angeordnet ist, die zwischen vier Pleuelstangen drehbar verbinden. Der Hauptgalerie 54 wird ständig Öl zugeführt.
  • Ein Ölzufuhrabschnitt 43 zum Zuführen von Öl zu einem hydraulischen Kettenspanner und ein Ölweg 40 zum Liefern von Öl mittels eines linearen Magnetventils 49 von der Druckkammer 369 der Pumpe 36 zu der Einlassöffnung 369a sind in dieser Reihenfolge an einer Stelle stromabwärts eines Zweigteils 54c der Hauptgalerie 54 ausgebildet.
  • Der Ölweg 68, der von einem Zweigteil 53a des dritten Verbindungsdurchlasses 53 abzweigt, kommuniziert mit den Hydraulikkammern mit Vorverstellwinkel 336 und den Hydraulikkammern mit Spätverstellwinkel 335 des VVT 33 zum Ändern der Öffnungs- und Schließzeitpunkte des Auslassventils 15 mittels des ersten Richtungsumschaltventils 35 an der Auslassseite. Das Betreiben des ersten Richtungsumschaltventils 35 macht es möglich, Öl einer der Hydraulikkammern mit Vorverstellwinkel 336 und der Hydraulikkammern mit Spätverstellwinkel 335 zu liefern. Der Ölweg 66, der von einem Zweigteil 64a des Ölwegs 64 abzweigt, kommuniziert mit der Ölbrause 30 zum Zuführen von Schmieröl zu dem Schwinghebel 21 an der Auslassseite. Dem Ölweg 66 wird ständig Öl zugeführt. Der Ölweg 64 kommuniziert jeweils mit einem Ölzufuhrabschnitt 45 (siehe den hohlen dreieckigen Abschnitt in 4) zum Zuführen von Öl zu einem Metalllager, der an einem Nockengleitlager der Nockenwelle 19 an der Auslassseite angeordnet ist, dem HLA 24 (siehe den durchgehenden dreieckigen Abschnitt in 4) und dem HLA 25, das mit einer Ventilstoppfunktion versehen ist (siehe den hohlen elliptischen Abschnitt in 4). Dem Ölweg 64 wird ständig Öl zugeführt.
  • Der Aufbau der Ölzufuhrvorrichtung 1 an der Einlassseite ist der gleiche wie vorstehend beschrieben. Der Ölweg 67, der von einem Zweigteil 53c des dritten Verbindungsdurchlasses 53 abzweigt, kommuniziert im Einzelnen mit den Hydraulikkammern mit Vorverstellwinkel 326 und den Hydraulikkammern mit Spätverstellwinkel 325 des VVT 32 zum Ändern der Öffnungs- und Schließzeitpunkte des Einlassventils 14 mittels des ersten Richtungsumschaltventils 34 an der Einlassseite. Der Ölweg 65, der von einem Zweigteil 63a des Ölwegs 63 abzweigt, kommuniziert mit der Ölbrause 29 zum Zuführen von Schmieröl zu dem Schwinghebel 20 an der Einlassseite. Der Ölweg 63, der von einem Zweigteil 53d des dritten Verbindungsdurchlasses 53 abzweigt, kommuniziert jeweils mit einem Ölzufuhrabschnitt 44 (siehe den hohlen dreieckigen Abschnitt in 4) zum Zuführen von Öl zu einem Metalllager, der an einem Nockengleitlager der Nockenwelle 18 an der Einlassseite angeordnet ist, dem HLA 24 (siehe den durchgehenden dreieckigen Abschnitt in 4) und dem HLA 25, das mit einer Ventilstoppfunktion versehen ist (siehe den hohlen elliptischen Abschnitt in 4).
  • Ferner ist ein Rückschlagventil 48 zum Steuern von Öl, das nur in einer Richtung von stromaufwärts nach stromabwärts strömen soll, in dem Ölweg 69 vorgesehen, der von dem Zweigteil 53c des dritten Verbindungsdurchlasses 53 abzweigt. Der Ölweg 69 zweigt von einem Zweigteil 69a ab, der stromabwärts des Rückschlagventils 48 ausgebildet ist. Der Ölweg 69 kommuniziert jeweils mit dem Ventilstoppmechanismus 25b des HLA 25 an der Einlassseite mittels eines zweiten Richtungsumschaltventils 46 an der Einlassseite und mittels des Ölwegs 61 und dem Ventilstoppmechanismus 25b des HLA 25 an der Auslassseite mittels eines zweiten Richtungsumschaltventils 47 an der Auslassseite und mittels des Ölwegs 62. Das Betreiben der zweiten Richtungsumschaltventile 46 und 47 macht es möglich, jedem der Ventilstoppmechanismen 25b Öl zu liefern. Ferner ist ein Hydraulikdrucksensor 70 zum Detektieren eines Hydraulikdrucks zwischen dem Rückschlagventil 48 in dem Ölweg 69 und dem Zweigteil 53c vorgesehen. Der Hydraulikdrucksensor 70 entspricht in den Ansprüchen einer Hydraulikdruck-Detektionseinrichtung.
  • Nach dem Kühlen und Schmieren werden Schmieröl und Kühlöl, die den Metalllagern, die die Kurbelwelle und die Nockenwellen 18 und 19 drehbar lagern, den Ölstrahlrohren 28 und den Ölbrausen 29 und 30 zugeführt werden, durch einen nicht gezeigten Ölablassweg zum Rücklaufen zu der Ölwanne 6 abgelassen.
  • Von verschiedenen Sensoren wird ein Betriebszustand des Motors detektiert. Zum Beispiel wird von einem Kurbelstellungssensor 71 ein Drehwinkel der Kurbelwelle detektiert. Beruhend auf einem Detektionssignal, das den detektierten Drehwinkel anzeigt, wird eine Motordrehzahl berechnet. Von einem Drosselstellungssensor 72 wird ein Öffnungsgrad einer Drosselklappe detektiert. Beruhend auf einem Detektionssignal, das den detektierten Öffnungsgrad anzeigt, wird eine Motorlast berechnet. Von einem Öltemperatursensor 73 und dem Hydraulikdrucksensor 70 werden eine Temperatur und ein Druck von Motoröl jeweils detektiert. Von einem Nockenwinkelsensor 74, der nahe den Nockenwellen 18 und 19 angeordnet ist, werden Drehungsphasen der Nockenwellen 18 und 19 detektiert. Beruhend auf Detektionssignalen, die die detektierten Drehphasen anzeigen, werden Betriebswinkel der VVT 32 und 33 detektiert. Ferner wird von einem Wassertemperatursensor 75 eine Temperatur von Kühlwasser zum Kühlen des Motors 2 detektiert.
  • Ein Steuergerät 100 besteht aus einem Mikrocomputer. Das Steuergerät 100 ist mit einer Signaleingabeeinrichtung zum Eingeben eines Detektionssignals von verschiedenen Sensoren (etwa dem Kurbelstellungssensor 71, dem Drosselstellungssensor 72, dem Öltemperatursensor 73 und dem Hydraulikdrucksensor 70), einer Recheneinrichtung zum Durchführen eines Rechenvorgangs bezüglich der Steuerung, einer Signalausgabeeinrichtung zum Ausgeben eines Steuersignals zu einer zu steuernden Vorrichtung (etwa den ersten Richtungsumschaltventilen 34 und 35, den zweiten Richtungsumschaltventilen 46 und 47 und dem linearen Magnetventil 49) und einer Speichereinrichtung, die Programme und Daten speichert, die für eine Steuerung notwendig sind (etwa Hydraulikdruck-Steuerkennfelder und Tastverhältnis-Kennfelder, die später zu beschreiben sind) versehen.
  • Das lineare Magnetventil 49 ist ein Ventil zum Steuern einer Fördermenge der Pumpe 36 abhängig von einem Betriebszustand des Motors. Der Druckkammer 369 der Pumpe 36 wird Öl zugeführt, wenn das lineare Magnetventil 49 geöffnet wird. Das Steuergerät 100 steuert die Fördermenge (einen Durchfluss) der Pumpe 36 durch Betreiben des linearen Magnetventils 49. Im Einzelnen weist das Steuergerät 100 in den Ansprüchen eine Funktion als Pumpensteuereinrichtung auf. Die Konfiguration des linearen Magnetventils 49 selbst ist gut bekannt. Daher wird hierin auf eine detaillierte Beschreibung des linearen Magnetventils 49 verzichtet.
  • Im Einzelnen wird das lineare Magnetventil 49 als Reaktion auf ein Steuersignal, das ein Tastverhältnis anzeigt, das von dem Steuergerät 100 beruhend auf einer Betriebsbedingung des Motors 2 gesendet wird, betrieben, und ein Hydraulikdruck, der der Druckkammer 369 der Pumpe 36 zu liefern ist, wird gesteuert. Durch Anlegen des Hydraulikdrucks an der Druckkammer 369 wird der exzentrische Betrag des Nockenrings 366 zum Einstellen des Änderungsbetrags des Innenvolumens der Pumpenkammer 365 gesteuert. Dies macht es möglich, die Fördermenge (den Durchfluss) der Pumpe 36 zu steuern. Die Leistung der Pumpe 36 wird mit anderen Worten durch das Tastverhältnis gesteuert. Die Pumpe 36 wird durch die Kurbelwelle des Motors 2 angetrieben. Wie in 5 gezeigt ist, ist daher der Durchfluss (die Fördermenge) der Pumpe 36 proportional zu der Motordrehzahl. Wenn das Tastverhältnis ein Verhältnis einer Einschaltzeit des linearen Magnetventils bezüglich eines Zeitraums, der einem Zyklus entspricht, anzeigt, wie in 5 gezeigt ist, steigt der an der Druckkammer 369 der Pumpe 36 anzulegende Hydraulikdruck, wenn das Tastverhältnis steigt. Dadurch sinkt der Gradient, der den Durchfluss der Pumpe 36 bezüglich der Motordrehzahl darstellt.
  • Ferner steuert das Steuergerät 100 die VVT 32 und 33 durch Betreiben der ersten Richtungsumschaltventile 34 und 35 und steuert das HLA 25, das mit einer Ventilstoppfunktion versehen ist (der Ventilstoppmechanismus 25b), durch Betreiben der zweiten Richtungsumschaltventile 46 und 47.
  • Als Nächstes wird unter Bezugnahme auf 6A und 6B ein reduzierter Zylinderbetrieb des Motors beschrieben. Ein reduzierter Zylinderbetrieb und ein Betrieb mit allen Zylindern des Motors werden abhängig von einem Betriebszustand des Motors umgeschaltet. Wenn im Einzelnen der Betriebszustand des Motors, der aus einer Motordrehzahl, einer Motorlast und einer Kühlwassertemperatur des Motors zu schätzen ist, in einem Bereich reduzierten Zylinderbetriebs vorliegt, der in 6A und 6B gezeigt ist, wird ein reduzierter Zylinderbetrieb ausgeführt. Wie in 6A und 6B gezeigt ist, ist ferner ein Vorbereitungsbereich für reduzierten Zylinderbetrieb benachbart zu dem Bereich reduzierten Zylinderbetriebs vorgesehen. Wenn der Betriebszustand des Motors in dem Vorbereitungsbereich für den reduzierten Zylinderbetrieb liegt, wird der Hydraulikdruck als vorbereitender Betrieb zum Ausführen eines reduzierten Zylinderbetriebs vorab hin zu einem geforderten Hydraulikdruck des Ventilstoppmechanismus angehoben. Wenn der Betriebszustand des Motors außerhalb des Bereichs reduzierten Zylinderbetriebs und des Vorbereitungsbereichs des reduzierten Zylinderbetriebs liegt, wird ein Betrieb mit allen Zylindern ausgeführt.
  • Wenn unter Bezugnahme auf 6A zum Beispiel der Motor bei einer vorbestimmten Motorlast beschleunigt wird, um die Motordrehzahl anzuheben, wird ein Betrieb mit allen Zylindern durchgeführt, wenn die Motordrehzahl niedriger als V1 ist, ein Vorbereitungsbetrieb für einen reduzierten Zylinderbetrieb wird durchgeführt, wenn die Motordrehzahl nicht niedriger als V1, aber niedriger als V2 ist, und ein reduzierter Zylinderbetrieb wird durchgeführt, wenn die Motordrehzahl größer oder gleich V2 ist. Wenn ferner zum Beispiel der Motor bei einer vorbestimmten Motorlast abgebremst wird, um die Motordrehzahl zu reduzieren, wird ein Betrieb mit allen Zylindern durchgeführt, wenn die Motordrehzahl größer oder gleich V4 ist, ein Vorbereitungsbetrieb für einen reduzierten Zylinderbetrieb wird durchgeführt, wenn die Motordrehzahl nicht niedriger als V3, aber niedriger als V4 ist, und ein reduzierter Zylinderbetrieb wird durchgeführt, wenn die Motordrehzahl kleiner oder gleich V3 ist.
  • Wenn unter Bezugnahme auf 6B zum Beispiel der Motor aufgewärmt ist und die Kühlwassertemperatur durch Betreiben des Motors bei einer vorbestimmten Motordrehzahl und bei einer vorbestimmten Motorlast angehoben wird, wird ein Betrieb mit allen Zylindern durchgeführt, wenn die Wassertemperatur niedriger als T0 ist, ein Vorbereitungsbetrieb für einen reduzierten Zylinderbetrieb wird durchgeführt, wenn die Wassertemperatur nicht niedriger als T0, aber niedriger als T1 ist, und ein reduzierter Zylinderbetrieb wird durchgeführt, wenn die Wassertemperatur größer oder gleich T1 ist.
  • Wenn der Vorbereitungsbetrieb für den reduzierten Zylinderbetrieb nicht vorgesehen wird, ist es bei Umschalten des Betriebszustands des Motors von einem Betrieb mit allen Zylindern zu einem reduzierten Zylinderbetrieb erforderlich, den Hydraulikdruck anzuheben, bis ein geforderter Hydraulikdruck des Ventilstoppmechanismus nach dem Betriebszustand des Motors in dem Bereich reduzierten Zylinderbetriebs fällt. Diese Steuerung verkürzt aber die Zeit für den reduzierten Zylinderbetrieb, da die Zeit für den reduzierten Zylinderbetrieb durch die Zeit verkürzt wird, die der Hydraulikdruck zum Erreichen des geforderten Hydraulikdrucks braucht. Dies kann die Kraftstoffwirtschaftlichkeit des Motors verringern.
  • Im Hinblick auf das Vorstehende wird in der Ausführungsform ein Vorbereitungsbereich für reduzierten Zylinderbetrieb benachbart zu einem Bereich für reduzierten Zylinderbetrieb vorgesehen, um die Kraftstoffwirtschaftlichkeit des Motors maximal zu steigern. Ferner wird der Hydraulikdruck vorab in dem Vorbereitungsbereich für reduzierten Zylinderbetrieb erhöht, und ein Sollhydraulikdruck-Kennfeld (siehe 7A) wird festgelegt, um einen Verlust der Zeit zu eliminieren, die der Hydraulikdruck zum Erreichen des geforderten Hydraulikdrucks braucht.
  • Wie in 6A gezeigt ist, kann ein Bereich, der durch die Ein-Punk-Strichlinie angedeutet ist und der bezüglich des Bereichs reduzierten Zylinderbetriebs benachbart zu der Seite hoher Last des Motors ist, als Vorbereitungsbereich für den reduzierten Zylinderbetrieb festgelegt werden. Wenn bei dieser Konfiguration zum Beispiel die Motorlast bei einer vorbestimmten Motordrehzahl gesenkt wird, wird ein Betrieb mit allen Zylindern durchgeführt, wenn die Motorlast L1(> L0) oder höher ist, ein Vorbereitungsbetrieb für einen reduzierten Zylinderbetrieb wird durchgeführt, wenn die Motorlast nicht niedriger als L0, aber niedriger als L1 ist, und ein reduzierter Zylinderbetrieb wird durchgeführt, wenn die Motorlast kleiner oder gleich L0 ist.
  • Als Nächstes werden ein geforderter Hydraulikdruck jeder der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen und ein Sollhydraulikdruck der Pumpe 36 unter Bezugnahme auf 7A und 7B beschrieben. Die Ölzufuhrvorrichtung 1 in der Ausführungsform ist so ausgelegt, dass zwei oder mehr hydraulisch betriebenen Vorrichtungen durch eine Pumpe 36 Öl zugeführt wird, und ein geforderter Hydraulikdruck, der von jeder der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen gefordert wird, wird abhängig von einem Betriebszustand des Motors geändert. Im Hinblick auf das Vorstehende muss zum Erhalten eines geforderten Hydraulikdrucks für alle hydraulisch betriebenen Vorrichtungen bei allen Betriebszuständen des Motors die Pumpe 36 einen Hydraulikdruck größer oder gleich einem höchsten geforderten Hydraulikdruck von den geforderten Hydraulikdrücken der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen auf einen Sollhydraulikdruck bei allen Betriebszuständen des Motors setzen. In der Ausführungsform kann ein Sollhydraulikdruck daher so festgelegt werden, dass er die geforderten Hydraulikdrücke der Ventilstoppmechanismen 25b, der Ölstrahlrohre 28, der Metalllager wie etwa der Gleitlager der Kurbelwelle und der VVT 32 und 33 erfüllt, deren geforderten Hydraulikdrücke unter allen hydraulisch betriebenen Vorrichtungen relativ hoch sind. Denn ein Festlegen eines Sollhydraulikdrucks wie vorstehend beschrieben macht es möglich, die geforderten Hydraulikdrücke der anderen hydraulisch betriebenen Vorrichtungen, deren geforderten Hydraulikdrücke relativ niedrig sind, zu erfüllen.
  • Unter Bezugnahme auf 7A sind, wenn sich der Motor in einem Zustand niedriger Last befindet, die hydraulisch betriebenen Vorrichtungen, deren geforderten Hydraulikdrücke relativ hoch sind, die VVT 32 und 33, die Metalllager und die Ventilstoppmechanismen 25b. Die geforderten Hydraulikdrücke dieser hydraulisch betriebenen Vorrichtungen werden abhängig von einem Betriebszustand des Motors geändert. Zum Beispiel ist der geforderte Hydraulikdruck der VVT 32 und 33 (nachstehend als geforderter VVT-Hydraulikdruck bezeichnet) im Wesentlichen konstant, wenn die Motordrehzahl größer oder gleich einer vorbestimmten Motordrehzahl (V0) ist. Der geforderte Hydraulikdruck des Metalllagers (nachstehend als geforderter Metallhydraulikdruck bezeichnet) steigt, wenn die Motordrehzahl steigt. Der geforderte Hydraulikdruck des Ventilstoppmechanismus 25b (nachstehend als geforderter Ventilstopp-Hydraulikdruck bezeichnet) ist im Wesentlichen konstant, wenn die Motordrehzahl innerhalb eines vorbestimmten Motordrehzahlbereichs liegt (von V2 bis V3). Bei Vergleichen der geforderten Hydraulikdrücke bezüglich jeder der Motordrehzahlen ist bei einer Motordrehzahl von kleiner oder gleich V0 der geforderte Metallhydraulikdruck der einzige geforderte Hydraulikdruck. Wenn die Motordrehzahl von V0 bis V2 reicht, ist der geforderte VVT-Hydraulikdruck am höchsten. Wenn die Motordrehzahl von V2 bis V3 reicht, ist der geforderte Ventilstopp-Hydraulikdruck am höchsten. Wenn die Motordrehzahl von V3 bis V6 reicht, ist der geforderte VVT-Hydraulikdruck am höchsten. Wenn die Motordrehzahl größer oder gleich V6 ist, ist der geforderte Metallhydraulikdruck am höchsten. Somit ist es erforderlich, bezüglich jeder der Motordrehzahlen den vorstehend erwähnten höchsten geforderten Hydraulikdruck auf einen Sollhydraulikdruck der Pumpe 36 als Referenzsollhydraulikdruck zu setzen.
  • Wenn die Motordrehzahl innerhalb des Motordrehzahlbereichs (von V1 bis V2 oder von V3 bis V4) liegt, der eine Stufe niedriger oder eine Stufe höher als der Motordrehzahlbereich (von V2 bis V3) ist, in dem ein reduzierter Zylinderbetrieb durchgeführt wird, ist es erforderlich, einen Sollhydraulikdruck vorab bis zum vom Ventilstopp geforderten Hydraulikdruck anzuheben, um auf einen reduzierten Zylinderbetrieb vorzubereiten. Im Hinblick auf das Vorstehende wird der Sollhydraulikdruck höher als der Referenzsollhydraulikdruck korrigiert, wenn die Motordrehzahl in dem vorstehend erwähnten Motordrehzahlbereich (von V1 bis V2 oder von V3 bis V4) liegt. Gemäß dieser Konfiguration ist es wie vorstehend unter Heranziehen von 6A beschrieben möglich, einen Verlust der Zeit zu eliminieren, die der Hydraulikdruck benötigt, um den vom Ventilstopp geforderten Hydraulikdruck zu erreichen, wenn die Motordrehzahl den Motordrehzahlbereich erreicht, in dem ein reduzierter Zylinderbetrieb durchgeführt wird. Dies ist beim Verbessern der Kraftwirtschaftlichkeit des Motors vorteilhaft. In 7A zeigen die fette Linie, die den Motordrehzahlbereich von V1 bis V2 darstellt, und die fette Linie, die den Motordrehzahlbereich von V3 bis V4 darstellt, einen Sollhydraulikdruck (einen korrigierten Hydraulikdruck) der Ölpumpe, deren Sollhydraulikdruck durch die vorstehend erwähnte Korrektur angehoben wurde.
  • Ferner ist es wünschenswert, eine Änderung des Sollhydraulikdrucks bezüglich der Motordrehzahl unter Berücksichtigung einer Reaktionsverzögerung der Pumpe 36 oder einer Überbelastung der Pumpe 36 klein einzustellen. Im Hinblick auf das Vorstehende wird der Sollhydraulikdruck in der Ausführungsform auf höher als der Referenzsollhydraulikdruck in dem Drehzahlbereich, der an die Motordrehzahlbereiche (von V1 bis V2 und von V3 bis V4), in denen ein vorbereitender Betrieb für einen reduzierten Zylinderbetrieb durchgeführt wird, sowie an die Motordrehzahlbereiche, in denen ein vorbereitender Betrieb für einen reduzierten Zylinderbetrieb durchgeführt wird, angrenzt, korrigiert. Im Einzelnen wird in der Ausführungsform der Sollhydraulikdruck in jedem der Motordrehzahlbereiche von V0 oder niedriger, von V0 bis V1 und von V4 bis V5 auf höher als der Referenzsollhydraulikdruck korrigiert, um eine Änderung des Hydraulikdrucks bei der Motordrehzahl (z. B. V0, V1 und V4) zu minimieren, bei der sich der geforderte Hydraulikdruck wahrscheinlich bezüglich der Motordrehzahl abrupt ändert (um mit anderen Worten den Hydraulikdruck bei Änderung der Motordrehzahl allmählich anzuheben oder zu senken). In 7A zeigen die fette Linie, die den Motordrehzahlbereich von V0 oder niedriger darstellt, die fette Linie, die den Motordrehzahlbereich von V0 bis V1 darstellt, und die fette Linie, die den Motordrehzahlbereich von V4 bis V5 darstellt, einen Sollhydraulikdruck der Ölpumpe an, deren Sollhydraulikdruck durch die vorstehend erwähnte Korrektur angehoben wird.
  • Unter Bezugnahme auf 7B sind, wenn sich der Motor in einem Zustand hoher Last befindet, die hydraulisch betriebenen Vorrichtungen, deren geforderten Hydraulikdrücke relativ hoch sind, die VVT 32 und 33, die Metalllager und die Ölstrahlrohre 22. Wie beim Fall des Zustands niedriger Last werden die geforderten Hydraulikdrücke dieser hydraulisch betriebenen Vorrichtungen abhängig von einem Betriebszustand des Motors geändert. Zum Beispiel ist der vom VVT geforderte Hydraulikdruck im Wesentlichen konstant, wenn die Motordrehzahl größer oder gleich einer vorbestimmten Motordrehzahl ist (V0'). Der geforderte Metallhydraulikdruck steigt, wenn die Motordrehzahl steigt. Der geforderte Hydraulikdruck des Ölstrahlrohrs 28 steigt ferner, wenn die Motordrehzahl steigt, bis die Motordrehzahl eine vorbestimmte Motordrehzahl erreicht, und ist konstant, nachdem die Motordrehzahl die vorbestimmte Motordrehzahl übersteigt.
  • Ebenso wie im Fall des Zustands niedriger Last ist es, wenn sich der Motor in dem Zustand hoher Last befindet, bevorzugt, den Sollhydraulikdruck auf höher als den Referenzsollhydraulikdruck zu korrigieren, wenn die Motordrehzahl nahe der Motordrehzahl (z. B. V0' oder V2') liegt, bei der der geforderte Hydraulikdruck sich wahrscheinlich bezüglich der Motordrehzahl abrupt ändert. In 7B zeigen die fette Linie, die den Motordrehzahlbereich von V0' oder niedriger darstellt, und die fette Linie, die den Motordrehzahlbereich von V1' bis V2' darstellt, einen Sollhydraulikdruck der Ölpumpe an, deren Sollhydraulikdruck durch die vorstehend erwähnte Korrektur angehoben wurde.
  • Der veranschaulichte Sollhydraulikdruck der Ölpumpe wird in der Form eines Liniengraphen geändert. Alternativ kann der Sollhydraulikdruck in der Form einer Kurve gleichmäßig geändert werden. In der Ausführungsform wird der Sollhydraulikdruck ferner beruhend auf den geforderten Hydraulikdrücken des Ventilstoppmechanismus 25b, der Ölstrahlrohre 28, der Metalllager und der VVT 32 und 33 eingestellt, deren geforderte Hydraulikdrücke relativ hoch sind. Die hydraulisch betriebenen Vorrichtungen, für die ein Sollhydraulikdruck eingestellt wird, sind nicht auf die vorstehend erwähnten Vorrichtungen beschränkt. Sofern eine hydraulisch betriebene Vorrichtung einen relativ hohen geforderten Hydraulikdruck aufweist, ist es möglich, einen Sollhydraulikdruck unter Berücksichtigung des geforderten Hydraulikdrucks einzustellen.
  • Als Nächstes werden Hydraulikdruck-Steuerkennfelder unter Bezugnahme auf 8A bis 8C beschrieben. Die Sollhydraulikdrücke der Ölpumpe, die in 7A und 7B gezeigt sind, beruhen auf einer Motodrehzahl als Parameter. Die in 8A bis 8C gezeigten Hydraulikdruck-Steuerkennfelder sind Hydraulikdruck-Steuerkennfelder, bei denen Sollhydraulikdrücke der Ölpumpe als dreidimensionaler Graph unter Verwenden einer Motorlast und einer Öltemperatur als Parameter sowie einer Motodrehzahl ausgedrückt sind. Im Einzelnen sind die Hydraulikdruck-Steuerkennfelder solcher Art, dass ein Sollhydraulikdruck beruhend auf einem höchsten geforderten Hydraulikdruck aus den geforderten Hydraulikdrücken der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen bezüglich jedes der Betriebszustände des Motors (einer Motordrehzahl, einer Motorlast und einer Öltemperatur) vorab eingestellt wird.
  • 8A, 8B und 8C zeigen jeweils Hydraulikdruck-Steuerkennfelder, wenn sich der Motor (die Öltemperatur) in einem Zustand hoher Temperatur, in einem warmen Zustand und in einem kalten Zustand befindet. Das Steuergerät 100 nutzt die Hydraulikdruck-Steuerkennfelder abhängig von einer Öltemperatur von Öl selektiv. Wenn im Einzelnen der Motor gestartet wird und sich der Motor in einem kalten Zustand befindet (wenn die Öltemperatur niedriger als T1 ist), liest das Steuergerät 100 einen dem Betriebszustand des Motors (einer Motordrehzahl und einer Motorlast) zugeordneten Sollhydraulikdruck beruhend auf dem Hydraulikdruck-Steuerkennfeld, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem kalten Zustand befindet, wie in 8C gezeigt ist. Wenn der Motor aufgewärmt ist und die Öltemperatur eine vorbestimmte Öltemperatur T1 oder höher erreicht, liest das Steuergerät 100 einen Sollhydraulikdruck beruhend auf dem Hydraulikdruck-Steuerkennfeld, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem warmen Zustand befindet, wie in 8B gezeigt ist. Wenn der Motor ferner vollständig aufgewärmt ist und die Öltemperatur eine vorbestimmte Öltemperatur T2 (> T1) oder höher erreicht, liest das Steuergerät 100 einen Sollhydraulikdruck beruhend auf dem Hydraulikdruck-Steuerkennfeld, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem Zustand hoher Temperatur befindet, wie in 8A gezeigt ist.
  • In der Ausführungsform wird ein Sollhydraulikdruck durch Unterteilen der Öltemperaturen in drei Temperaturbereiche, die zu verwenden sind, wenn sich der Motor in einem Zustand hoher Temperatur, in einem warmen Zustand und in einem kalten Zustand befindet, und durch Verwenden der Hydraulikdruck-Steuerkennfelder, die bezüglich der drei Temperaturbereiche vorab eingestellt werden, gelesen. Alternativ kann die Anzahl an Temperaturbereichen der Öltemperatur vergrößert werden und es kann eine größere Anzahl an Hydraulikdruck-Steuerkennfeldern erzeugt werden. Wenn ferner ein Temperaturbereich (T1 ≤ t < T2), bei dem ein bestimmtes Hydraulikdruck-Steuerkennfeld (z. B. das Hydraulikdruck-Steuerkennfeld, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem warmen Zustand befindet) angewendet wird, die Öltemperatur t umfasst, liest das Steuergerät 100 einen Sollhydraulikdruck eines Werts. Alternativ kann das Steuergerät 100 einen Sollhydraulikdruck lesen, wenn sich die Öltemperatur ändert. Unter der Annahme zum Beispiel, dass der Sollhydraulikdruck P1 ist, wenn die Öltemperatur T1 ist, der Sollhydraulikdruck P2 ist, wenn die Öltemperatur T2 ist, und der Sollhydraulikdruck p ist, wenn die Öltemperatur t ist (wobei t ein Wert zwischen T1 und T2 ist), ist es möglich, den Sollhydraulikdruck p durch eine proportionale Umrechnungsgleichung zu berechnen: p = P1 + (t – T1) × (P2 – P1)/(T2 – T1). Das präzise Festlegen eines Sollhydraulikdrucks abhängig von einer Öltemperatur, wie vorstehend beschrieben, ist beim präzisen Steuern der Pumpenleistung vorteilhaft.
  • Als Nächstes werden Tastverhältnis-Steuerkennfelder unter Bezugnahme auf 9A bis 9C beschrieben. Ein Tastverhältnis-Kennfeld ist ein Kennfeld, bei dem ein Solltastverhältnis bezüglich jedes der Betriebszustände des Motors festgelegt wird. Ein Solltastverhältnis wird durch Lesen eines Sollhydraulikdrucks bezüglich jedes der Betriebszustände des Motors (einer Motordrehzahl, einer Motorlast und einer Öltemperatur) aus den vorstehend erwähnten Hydraulikdruck-Steuerkennfeldern, Festlegen einer Sollfördermenge von Öl, die von der Pumpe 36 zu liefern ist, Berücksichtigen eines Strömungswegwiderstands eines Ölwegs beruhend auf dem gelesenen Sollhydraulikdruck und Berücksichtigen der Motordrehzahl (der Anzahl an Umdrehungen der Ölpumpe) beruhend auf der festgelegten Sollfördermenge berechnet.
  • 9A, 9B und 9C zeigen jeweils Tastverhältnis-Steuerkennfelder, die zu verwenden sind, wenn sich der Motor (die Öltemperatur) in einem Zustand hoher Temperatur, in einem warmen Zustand und in einem kalten Zustand befindet. Das Steuergerät 100 nutzt die Tastverhältnis-Kennfelder abhängig von der Öltemperatur selektiv. Wenn im Einzelnen der Motor gestartet wird, befindet sich der Motor in einem kalten Zustand. Daher liest das Steuergerät 100 ein einem Betriebszustand des Motors (einer Motordrehzahl und einer Motorlast) zugeordnetes Tastverhältnis beruhend auf dem Tastverhältnis-Kennfeld, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem kalten Zustand befindet, wie in 9C gezeigt ist. Wenn der Motor aufgewärmt ist und die Öltemperatur die vorbestimmte Öltemperatur T1 oder höher erreicht, liest das Steuergerät 100 ein Solltastverhältnis beruhend auf dem Tastverhältnis-Steuerkennfeld, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem warmen Zustand befindet, wie in 9B gezeigt ist. Wenn der Motor ferner vollständig aufgewärmt ist und die Öltemperatur die vorbestimmte Öltemperatur T2 (> T1) oder höher erreicht, liest das Steuergerät 100 ein Solltastverhältnis beruhend auf dem Tastverhältnis-Steuerkennfeld, das zu verwenden ist, wenn sich der Motor in einem Zustand hoher Temperatur befindet, wie in 9A gezeigt ist.
  • In der Ausführungsform wird ein Tastverhältnis durch Unterteilen der Öltemperaturen in drei Temperaturbereiche, die zu verwenden sind, wenn sich der Motor in einem Zustand hoher Temperatur, in einem warmen Zustand und in einem kalten Zustand befindet, und durch Verwenden der Tastberhältniskennfelder, die bezüglich der drei Temperaturbereiche vorab eingestellt werden, gelesen. Alternativ ist es wie bei den vorstehend erwähnten Hydraulikdruck-Steuerkennfeldern möglich, eine größere Anzahl von Tastverhältniskennfeldern durch Unterteilen der Öltemperaturen in eine größere Anzahl von Temperaturbereichen zu erzeugen. Ferner ist es alternativ möglich, ein Solltastverhältnis beruhend auf einer Öltemperatur unter Verwenden proportionaler Umrechnung zu berechnen. Dies ist beim präzisen Steuern der Pumpenleistung vorteilhaft.
  • Als Nächstes wird ein Durchfluss(Fördermengen)-Steuerverfahren der Pumpe 36 durch das Steuergerät 100 gemäß dem Flussdiagramm von 10 beschrieben.
  • Nach Starten des Motors 2 werden eine Motorlast, eine Motordrehzahl und eine Öltemperatur von verschiedenen Sensoren gelesen, um den Betriebszustand des Motors 2 zu erfahren (in Schritt S1).
  • Anschließend wird ein vorab in dem Steuergerät 100 gespeichertes Tastverhältniskennfeld gelesen, und ein Solltastverhältnis, das der Motorlast, der Motordrehzahl und der Öltemperatur zugeordnet ist, die in Schritt S1 gelesen werden, wird gelesen (in Schritt S2).
  • Es erfolgt ein Vergleich zwischen dem in Schritt S2 gelesenen Solltastverhältnis und einem aktuellen Tastverhältnis (in Schritt S3).
  • Wenn ermittelt wird, dass das aktuelle Tastverhältnis in Schritt S3 das Solltastverhältnis erreicht, rückt die Steuerung zu Schritt S5 vor.
  • Wenn ermittelt wird, dass das aktuelle Tastverhältnis in Schritt S3 nicht das Solltastverhältnis erreicht, wird ein Steuersignal zu dem linearen Magnetventil 49 (in Schritt S4) ausgegeben, um das aktuelle Tastverhältnis mit dem Solltastverhältnis übereinstimmen zu lassen, und die Steuerung rückt zu Schritt S5 vor.
  • Anschließend wird ein aktueller Hydraulikdruck von dem Hydraulikdrucksensor 70 gelesen (in Schritt S5).
  • Anschließend wird ein vorab in dem Steuergerät 100 gespeichertes Hydrauliksteuerkennfeld gelesen und ein dem aktuellen Betriebszustand des Motors zugeordneter Sollhydraulikdruck wird von dem Hydraulikdruck-Steuerkennfeld gelesen (in Schritt S6).
  • Es wird ein Vergleich zwischen dem in Schritt S6 gelesenen Sollhydraulikdruck und dem aktuellen Hydraulikdruck vorgenommen (in Schritt S7).
  • Wenn in Schritt S7 ermittelt wird, dass der aktuelle Hydraulikdruck nicht den Sollhydraulikdruck erreicht, wird ein Steuersignal zum Ändern des Solltastverhältnisses des linearen Magnetventils 49 bei einem vorbestimmten Verhältnis ausgegeben (in Schritt S8) und die Steuerung kehrt zu Schritt S5 zurück.
  • Wenn in Schritt S7 ermittelt wird, dass der aktuelle Hydraulikdruck den Sollhydraulikdruck erreicht, werden die Motorlast, die Motordrehzahl und die Öltemperatur gelesen (in Schritt S9).
  • Zuletzt wird ermittelt, ob sich die Motorlast, die Motordrehzahl und die Öltemperatur geändert haben (in Schritt S10). Wenn ermittelt wird, dass sich diese Parameter geändert haben, kehrt die Steuerung zu Schritt S2 zurück. Wenn andererseits ermittelt wird, dass diese Parameter unverändert bleiben, kehrt die Steuerung zu Schritt S5 zurück. Die vorstehend erwähnte Steuerung wird fortgeführt, bis der Motor 2 gestoppt wird.
  • Die vorstehend erwähnte Durchflusssteuerung der Pumpe 36 ist eine Kombination aus Vorwärtsführungsregelung eines Tastverhältnisses und Rückführungsregelung eines Hydraulikdrucks. Die vorstehend erwähnte Durchflusssteuerung macht es gleichzeitig möglich, das Ansprechvermögen durch Vorwärtsführungsregelung zu verbessern und die Präzision durch Rückführungsregelung zu verbessern.
  • Als Nächstes wird ein Zylinderzahl-Steuerverfahren durch das Steuergerät 100 gemäß dem Flussdiagramm von 11 beschrieben.
  • Nach Starten des Motors 2 werden eine Motorlast, eine Motordrehzahl und eine Wassertemperatur von verschiedenen Sensoren gelesen, um den Betriebszustand des Motors zu erfahren (in Schritt S11).
  • Anschließend wird beruhend auf der gelesenen Motorlast, Motordrehzahl und Wassertemperatur ermittelt, ob der aktuelle Betriebszustand des Motors einen Ventilstopp-Betriebszustand erfüllt (ob der Betriebszustand des Motors in einem Bereich reduzierten Zylinderbetriebs liegt) (in Schritt S12).
  • Wenn in Schritt S12 ermittelt wird, dass der Ventilstopp-Betriebszustand nicht erfüllt ist (der Betriebszustand des Motors liegt nicht in einem Bereich reduzierten Zylinderbetriebs), wird ein Vierzylinderbetrieb ausgeführt (in Schritt S13).
  • Wenn in Schritt S12 ermittelt wird, dass der Ventilstopp-Betriebszustand erfüllt ist, werden die ersten Richtungsumschaltventile 34 und 35, die den VVT 32 und 33 zugeordnet sind, betrieben (in Schritt S14).
  • Anschließend wird ein aktueller Nockenwinkel von dem Nockenwinkelsensor 74 gelesen (Schritt S15).
  • Anschließend werden aktuelle Betriebswinkel der VVT 32 und 33 beruhend auf dem gelesenen aktuellen Nockenwinkel berechnet und es wird ermittelt, ob der aktuelle Betriebswinkel den Sollbetriebswinkel erreicht (in Schritt S16).
  • Wenn in Schritt S16 ermittelt wird, dass die aktuellen Betriebswinkel von VVT 32 und 33 nicht den Sollbetriebswinkel (θ1) erreichen, kehrt die Steuerung zu Schritt S15 zurück. Im Einzelnen werden Betriebe der zweiten Richtungsumschaltventile 46 und 47 (später zu beschreibende Steuerung von Schritt S17) unterbunden, bis die aktuellen Betriebswinkel der VVT 32 und 33 den Sollbetriebswinkel erreichen.
  • Wenn in Schritt S16 ermittelt wird, dass die aktuellen Betriebswinkel den Sollbetriebswinkel erreichen, werden die zweiten Richtungsumschaltventile 46 und 47, die dem HLA 25 zugeordnet sind, das mit einer Ventilstoppfunktion versehen ist, betrieben und es wird ein Zweizylinderbetrieb ausgeführt (bei Schritt S17).
  • Als Nächstes wird ein praktisches Beispiel, bei dem das in 11 gezeigte Zylinderzahl-Steuerverfahren ausgeführt wird, wenn die VVT 32 und 33 zum Zeitpunkt der Forderung nach einem reduzierten Zylinderbetrieb betrieben werden, um den Betriebszustand des Motors in einen Bereich reduzierten Zylinderbetriebs fallen zu lassen, unter Bezugnahme auf 12 beschrieben.
  • Zu dem Zeitpunkt t1 werden die ersten Richtungsumschaltventile 34 und 35 der VVT 32 und 33 betrieben. Dann wird begonnen, Öl zu den Hydraulikdruckkammern mit Vorverstellwinkel 326 und 336 der VVT 32 und 33 zu liefern, wodurch die Betriebswinkel der VVT 32 und 33 geändert werden (von θ2 bis θ1). Dadurch wird der Hydraulikdruck unter den vom Ventilstopp geforderten Hydraulikdruck P1 gesenkt.
  • Wenn der aktuelle Betriebszustand des Motors in den Bereich reduzierten Zylinderbetriebs fällt und der Ventilstopp-Betriebszustand erfüllt ist, werden die Betriebe der VVT 32 und 33 fortgesetzt und der Ventilstoppmechanismus 25b wird in einem funktionsunfähigen Zustand gehalten, bis die Betriebswinkel der VVT 32 und 33 den Sollbetriebswinkel θ1 erreichen, mit anderen Worten während eines Zeitraums, in dem der Hydraulikdruck niedriger als der vom Ventilstopp geforderte Hydraulikdruck P1 ist.
  • Zu dem Zeitpunkt t2, bei dem die Betriebswinkel der VVT 32 und 33 den Sollbetriebswinkel θ1 erreichen und die Betriebe der VVT 32 und 33 beendet sind, wird die Zufuhr von Öl zu den Hydraulikdruckkammer mit Vorverstellwinkel 326 und 336 der VVT 32 und 33 beendet. Dadurch kehrt der Hydraulikdruck zu dem vom Ventilstopp geforderten Hydraulikdruck P1 zurück.
  • Zu dem Zeitpunkt t3 nach dem Zeitpunkt t2, bei dem der Hydraulikdruck zu dem vom Ventilstopp geforderten Hydraulikdruck P1 zurückkehrt, werden die zweiten Richtungsumschaltventile 46 und 47 betrieben und den Ventilstoppmechanismen 25b wird ein Hydraulikdruck zugeführt. Dann wird der Motorbetrieb von einem Vierzylinderbetrieb zu einem Zweizylinderbetrieb umgeschaltet. Wie vorstehend beschrieben bedeutet das Umschalten des Motorbetriebs zu einem reduzierten Zylinderbetrieb (Zweizylinderbetrieb) nach Ausführen der Vorverstellwinkelsteuerung der VVT 32 und 33, dass der Motorbetrieb zu einem reduzierten Zylinderbetrieb umgeschaltet wird, bei dem die Motorlast in einem Zustand, bei dem die Einlassfüllmenge durch die Vorverstellwinkelsteuerung des Einlassventils 14 und des Auslassventils 15 erhöht wird, von zwei Zylindern übernommen wird. Dies führt zu einer Reduzierung der Umdrehungsfluktuation des Motors.
  • 13 ist eine vergrößerte Ansicht einer Konfiguration eines nachgeschalteten Abschnitts der in 4 gezeigten Ölzufuhrvorrichtung 1 und ist ein vereinfachtes Schaubild, das eine Einlassseite und eine Auslassseite der Ölzufuhrvorrichtung 1 zeigt. Wie in 13 gezeigt ist, zweigen die Ölwege 67, 68 und 69 von dem dritten Verbindungsdurchlass 53 ab, der mit der Hauptgalerie 54 kommuniziert, durch welche Öl von der Pumpe 36 gefördert wird. Der Ölweg 67 kommuniziert jeweils mit den Hydraulikdruckkammern mit Vorverstellwinkel 326 und mit den Hydraulikdruckkammern mit Spätverstellwinkel 325 mittels des ersten Richtungsumschaltventils 34, und der Ölweg 68 kommuniziert jeweils mit den Hydraulikdruckkammern mit Vorverstellwinkel 336 und mit den Hydraulikdruckkammern mit Spätverstellwinkel 335 mittels des ersten Richtungsumschaltventils 35. Ferner kommuniziert der Ölweg 69 mit dem Ventilstopp-Mechanismus 25b des HLA 25 mittels des Rückschlagventils 48 und der zweiten Richtungsumschaltventile 46 und 47.
  • Das Rückschlagventil 48 wird von einer Feder gezwungen zu öffnen, wenn der Hydraulikdruck des dritten Verbindungsdurchlasses 53 größer oder gleich dem geforderten Hydraulikdruck des Ventilstoppmechanismus 25b ist, um Öl so zu steuern, dass es nur in einer Richtung von stromaufwärts nach stromabwärts strömt. Ferner wird das Rückschlagventil 48 durch einen Hydraulikdruck geöffnet, der höher als die geforderten Hydraulikdrücke der VVT 32 und 33 ist.
  • Wenn die VVT 32 und 33 während eines reduzierten Zylinderbetriebs zum Betreiben des Ventilstoppmechanismus 25b betrieben werden, wird der Hydraulikdruck des dritten Verbindungsdurchlasses 53 gesenkt. Das Strömen von Öl von dem Ventilstoppmechanismus 25b zu dem dritten Verbindungsdurchlass 53, der sich stromaufwärts des Rückschlagventils 48 befindet, wird aber in dem Ölweg 69 durch das in dem Ölweg 69 angeordnete Rückschlagventil 48 blockiert. Dies ermöglicht das Sicherstellen eines geforderten Hydraulikdrucks des Ventilstoppmechanismus 25b, der sich in dem Ölweg 69 stromabwärts des Rückschlagventils 48 befindet.
  • Wie vorstehend beschrieben wird in der Ausführungsform ein höchster geforderter Hydraulikdruck von den geforderten Hydraulikdrücken der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen wie etwa den VVT 32 und 33, den Ventilstoppmechanismen 25b und den Ölstrahlrohren 28 bezüglich jedes der Betriebszustände des Motors spezifiziert. Ein einem Betriebszustand des Motors zugeordneter Sollhydraulikdruck wird beruhend auf dem höchsten geforderten Hydraulikdruck (einem Referenzsollhydraulikdruck) vorab eingestellt und wird als Hydraulikdruck-Steuerkennfeld gespeichert, und aus dem Hydraulikdruck-Steuerkennfeld wird ein Sollhydraulikdruck zum aktuellen Zeitpunkt eingestellt. Gemäß dieser Konfiguration wird es durch einfaches Übereinstimmenlassen des Hydraulikdrucks eines Ölwegs mit dem Sollhydraulikdruck möglich, einen geforderten Hydraulikdruck wie etwa einen Hydraulikarbeitsdruck und einen Öleinspritzdruck jeder der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen sicherzustellen. Ferner wird beruhend auf einem Detektionswert eine Rückführungsregelung eines Hydraulikdrucks des Ölwegs durchgeführt, um den vorstehend erwähnten Sollhydraulikdruck zu erhalten. Dies ermöglicht es, die Leistung der Pumpe 36 präzis zu steuern. Dies ist beim Verbessern der Kraftstoffwirtschaftlichkeit des Motors vorteilhaft.
  • Ferner wird ein korrigierter Hydraulikdruck, der höher als der höchste geforderte Hydraulikdruck ist, von dem Hydraulikdruck-Steuerkennfeld in dem Bereich (einem vorbereitenden Bereich eines reduzierten Zylinderbetriebs) benachbart zu einem Motorbetriebsbereich (einem Bereich reduzierten Zylinderbetriebs), bei dem der Ventilstoppmechanismus 25b betrieben wird, als Sollhydraulikdruck eingestellt. Daher macht es das Steuern der Pumpe 36 beruhend auf dem Hydraulikdruck-Steuerkennfeld möglich, das Betriebsansprechvermögen des Ventilstoppmechanismus 25b zum Fördern eines Umschaltens zu einem reduzierten Zylinderbetrieb zu verbessern. Dies ist beim Verbessern der Wirkung einer Kraftstoffverbrauchssenkung vorteilhaft.
  • Wenn ferner die VVT 32 und 33 betrieben werden, insbesondere wenn die VVT 32 und 33 an der Einlassseite und an der Auslassseite gleichzeitig betrieben werden, wenn die von der Pumpe 36 zu fördernde Ölmenge aufgrund einer niedrigen Drehzahl des Motors 2 klein ist, wird der Hydraulikdruck des dritten Verbindungsdurchlasses 53, der mit den VVT 32 und 33 kommuniziert, gesenkt. In der Ausführungsform wird aber das Strömen von Öl in einem Abschnitt zwischen dem dritten Verbindungsdurchlass 53 und dem Ventilstoppmechanismus 25b durch das Rückschlagventil 48, das in einem Ölweg angeordnet ist, blockiert, wenn die VVT 32 und 33 während eines reduzierten Zylinderbetriebs betrieben werden. Dies ermöglicht es, ein zeitweiliges Sinken des Hydraulikdrucks des Ölwegs aufgrund von Betrieben der VVT 32 und 33 zu verhindern. Somit ist es möglich, einen fälschlichen Betrieb des Ventilstoppmechanismus 25b aufgrund eines Sinkens des Hydraulikdrucks von dem Ventilstoppmechanismus 25b zu lieferndem Öl zu verhindern und den Fall zu verhindern, dass ein reduzierter Zylinderbetriebs zum Halten des Einlassventils 14 und des Auslassventils 15 in einem gestoppten Zustand deaktiviert wird. Daher ist ein Ändern der Ventilkennlinien während eines reduzierten Zylinderbetriebs beim Steigern der Kraftstoffwirtschaftlichkeit des Motors vorteilhaft.
  • Wenn ferner der Hydraulikdruck des dritten Verbindungsdurchlasses 53 größer oder gleich dem geforderten Hydraulikdruck des Ventilstoppmechanismus 25b ist, ist der Hydraulikdruck des Ölwegs 69 gleich dem Hydraulikdruck des dritten Verbindungsdurchlasses 53, da das Rückschlagventil 48 geöffnet ist. Dies ermöglicht es, dem Ventilstoppmechanismus 25b einen Hydraulikdruck zu liefern, der größer oder gleich dem geforderten Hydraulikdruck ist. Wenn andererseits der Hydraulikdruck des dritten Verbindungsdurchlasses 53 niedriger als der geforderte Hydraulikdruck des Ventilstoppmechanismus 25b ist, wird das Rückschlagventil 48 geschlossen. Daher wird der Hydraulikdruck des Ölwegs 69 nicht von dem Hydraulikdruck des dritten Verbindungsdurchlasses 53 beeinflusst und der geforderte Hydraulikdruck des Ventilstoppmechanismus 25b wird gehalten. Durch einfaches Hinzufügen einer solchen Konfiguration, dass das federgetriebene Rückschlagventil 48 in dem Ölweg 69 eingebaut ist, wird es somit möglich, einen fälschlichen Betrieb des Ventilstoppmechanismus 25b ohne Durchführen einer spezifischen Steuerung zu verhindern.
  • Wenn in der Ausführungsform ferner die VVT 32 und 33 zum Zeitpunkt einer Forderung nach einem reduzierten Zylinderbetrieb betrieben werden, wird der Ventilstoppmechanismus 25b nach Beenden der Betriebe der VVT 32 und 33 betrieben. Dies lässt den Ventilstoppmechanismus 25b arbeiten, nachdem der Hydraulikdruck, der durch die Betriebe der VVT 32 und 33 gesenkt wird, angehoben wurde. Dies ermöglicht das Verhindern eines fälschlichen Betriebs des Ventilstoppmechanismus 25b aufgrund einer Hydraulikdruckunterversorgung. Daher ist es möglich, die beiden VVT 32 und 33 und den Ventilstoppmechanismus 25b geeignet zu betreiben.
  • Die Erfindung ist nicht auf die vorstehende beispielhafte Ausführungsform beschränkt. Es versteht sich von selbst, dass verschiedene Abwandlungen und Konstruktionsänderungen vorgenommen werden können, sofern solche Abwandlungen und Konstruktionsänderungen nicht vom Wesen der Erfindung abweichen.
  • Zum Beispiel wird die Ausführungsform bei einem Vierzylinder-Reihenbenzinmotor genutzt. Die Anzahl an Zylindern kann in der Erfindung aber eine beliebige Anzahl sein. Ferner ist es auch möglich, die Erfindung bei einem Dieselmotor zu nutzen. Ferner wird in der Ausführungsform ein lineares Magnetventil zum Steuern der Pumpe 36 verwendet. Die Erfindung ist nicht auf das Vorstehende beschränkt. Es kann ein elektromagnetisches Steuerventil verwendet werden.
  • Ferner ist in der Ausführungsform das Rückschlagventil 48 in einem Ölweg vorgesehen, der mit dem Ventilstoppmechanismus 25b kommuniziert. Das Rückschlagventil 48 ist ein Ventil, das ausgelegt ist, um zu öffnen, wenn der Hydraulikdruck größer oder gleich dem geforderten Hydraulikdruck des Ventilstoppmechanismus 25b ist, und um zu öffnen, wenn der Hydraulikdruck größer oder gleich den geforderten Hydraulikdrücken der VVT 32 und 33 ist. Wenn eine Aufgabe der Erfindung darin besteht, einen fälschlichen Betrieb des Ventilstoppmechanismus 25b zum Zeitpunkt einer Forderung nach einem reduzierten Zylinderbetrieb und einer Forderung nach Ventilkennliniensteuerung, was ein Überschneiden der Betriebszeiträume des Ventilstoppmechanismus 25b und der VVT 32 und 33 verursachen kann, zu verhindern, kann die vorstehend erwähnte Aufgabe durch Verwenden eines Rückschlagventils 48, das ausgelegt ist, um zu öffnen, wenn der Hydraulikdruck größer oder gleich den geforderten Hydraulikdrücken der VVT 32 und 33 ist, verwirklicht werden. Alternativ ist es möglich, ein gut bekanntes elektromagnetisches Steuerventil zu verwenden, das bei einem gewünschten Zeitpunkt beruhend auf Betriebswinkeln der VVT 32 und 33 gesteuert geöffnet und geschlossen werden kann.
  • Wenn ferner eine Aufgabe der Erfindung darin besteht, einen fälschlichen Betrieb des Ventilstoppmechanismus 25b zu verhindern, wenn die Ventilkennliniensteuerung durch die VVT 32 und 33 während eines reduzhierten Zylinderbetriebs zum Betreiben des Ventilstoppmechanismus 25b ausgeführt wird, kann die vorstehend erwähnte Aufgabe ferner durch Verwenden eines Rückschlagventils 48 verwirklicht werden, das ausgelegt ist, um zu öffnen, wenn der Hydraulikdruck größer oder gleich dem geforderten Hydraulikdruck des Ventilstoppmechanismus 25b ist. Alternativ ist es möglich, an Stelle des Verwenden des wie vorstehend beschrieben konfigurierten Rückschlagventils 48 ein gut bekanntes elektromagnetisches Steuerventil zu verwenden, das bei einem gewünschten Zeitpunkt beruhend auf einem Hydraulikdruck der Hauptgalerie 54 steuerbar geöffnet und geschlossen werden kann.
  • Das Folgende ist eine Zusammenfassung der Merkmale und vorteilhaften Wirkungen der vorstehend beschriebenen Ausführungsform.
  • Eine Ölzufuhrvorrichtung für einen Motor ist in der Ausführungsform versehen mit einer Ölpumpe einer Verstellpumpenausführung; mehreren hydraulisch betriebenen Vorrichtungen, die mittels eines Ölwegs mit der Pumpe verbunden sind; einer Pumpensteuereinrichtung, die die Leistung der Pumpe ändert, um eine Ölfördermenge zu steuern; einer Hydraulikdruck-Detektionseinrichtung, die einen Hydraulikdruck des Ölwegs detektiert, wobei der Hydraulikdruck gemäß der Fördermenge geändert wird; und einer Speichereinrichtung, die ein Hydraulikdruck-Steuerkennfeld speichert, das einen abhängig von Betriebszuständen des Motors festzulegenden Sollhydraulikdruck beruhend auf einem höchsten geforderten Hydraulikdruck unter den geforderten Hydraulikdrücken der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen, die für jeden der Betriebszustände des Motors zu spezifizieren sind, ermittelt. Die Pumpensteuereinrichtung liest aus dem Steuerkennfeld gespeicherter Hydraulikdrücke einen Sollhydraulikdruck bei einem aktuellen Zeitpunkt und ändert die Leistung der Pumpe in solcher Weise, dass der von der Hydraulikdruck-Detektionseinrichtung detektierte Hydraulikdruck mit dem gelesenen Sollhydraulikdruck zum Steuern der Fördermenge übereinstimmt.
  • Gemäß der vorstehend erwähnten Konfiguration wird ein höchster geforderter Hydraulikdruck unter den geforderten Hydraulikdrücken der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen für jeden der Betriebszustände des Motors spezifiziert. Beruhend auf dem höchsten geforderten Hydraulikdruck wird ein jedem Betriebszustand des Motors zugeordneter Sollhydraulikdruck vorab festgelegt und als Hydraulikdruck-Steuerkennfeld gespeichert. Der Sollhydraulikdruck bei dem aktuellen Zeitpunkt wird aus dem Hydraulikdruck-Steuerkennfeld festgelegt. Ein Übereinstimmenlassen des Hydraulikdrucks des Ölwegs mit dem Sollhydraulikdruck macht es daher möglich, die geforderten Hydraulikdrücke der jeweiligen hydraulisch betriebenen Vorrichtungen sicherzustellen. Ferner wird der Hydraulikdruck des Ölwegs beruhend auf einem Detektionswert einer Rückführungsregelung unterzogen, um den Sollhydraulikdruck zu erhalten. Daher ist es möglich, die Leistung der Pumpe präzis zu steuern. Somit ist die vorstehend erwähnte Konfiguration beim Verbessern der Kraftstoffwirtschaftlichkeit des Motors vorteilhaft.
  • Wenn der Motor ein Mehryzlindermotor mit mehreren Zylindern ist, können bevorzugt die mehreren hydraulisch betriebenen Vorrichtungen der Ölzufuhrvorrichtung umfassen: eine hydraulisch betriebene Ventilkennlinien-Steuervorrichtung, die Ventilkennlinien mindestens eines von einem Einlassventil und einem Auslassventil abhängig von den Betriebsbedingungen des Motors ändert; eine hydraulisch betriebene Ventilstoppvorrichtung, die mindestens eines von Einlassventil und Auslassventil stoppt, wenn ein reduzierter Zylinderbetrieb des Motors durchgeführt wird; und ein Öleinspritzventil, das Öl auf jeden der Kolben des Motors spritzt.
  • Gemäß der vorstehend erwähnten Konfiguration umfassen die hydraulisch betriebenen Vorrichtungen die Ventilkennlinien-Steuervorrichtung, die Ventilstoppvorrichtung und das Öleinspritzventil. Daher ist es möglich, die Leistung der Ölpumpe einer Verstellpumpenausführung geeignet zu steuern, während der Hydraulikarbeitsdruck und der Öleinspritzdruck der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen sichergestellt wird.
  • Bei der vorstehend erwähnten Konfiguration kann bevorzugter das Hydraulikdruck-Steuerkennfeld eine Motordrehzahl, eine Motorlast und eine Öltemperatur als Parameter, die die Betriebszustände des Motors anzeigen, umfassen. Wenn ein aus jedem der Parameter zu spezifizierender Motorbetriebsbereich ein Bereich benachbart zu einem Betriebsbereich ist, in dem die Ventilstoppvorrichtung betrieben wird, kann ein korrigierter Hydraulikdruck, der höher als der höchste geforderte Hydraulikdruck ist, als Sollhydraulikdruck festgelegt werden.
  • Gemäß der vorstehend erwähnten Konfiguration wird in dem Bereich benachbart zu dem Motorbetriebsbereich, in dem die Ventilstoppvorrichtung betrieben wird (es wird ein reduzierter Zylinderbetrieb durchgeführt), ein korrigierter Hydraulikdruck, der höher als der höchste geforderte Hydraulikdruck ist, in dem Hydraulikdruck-Steuerkennfeld als Sollhydraulikdruck festgelegt. Daher ermöglicht es das Steuern der Pumpe beruhend auf dem Hydraulikdruck-Steuerkennfeld, das Betriebsansprechvermögen der Ventilstoppvorrichtung zum Fördern eines Umschaltens zu einem reduzierten Zylinderbetrieb zu verbessern. Dies ist beim Verbessern der Kraftstoffverbraucheinsparwirkung vorteilhaft.
  • GEWERGBLICHE ANWENDBARKEIT
  • Wie vorstehend beschrieben ermöglicht es erfindungsgemäß ein geeignetes Steuern der Leistung einer Ölpumpe einer Verstellpumpenausführung während Sicherstellen eines geforderten Hydrauliköls jeder der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen in einem Motor für ein Kraftfahrzeug oder ein ähnliches Fahrzeug, die Kraftstoffwirtschaftlichkeit des Motors zu verbessern. Daher wird die Erfindung bei dem gewerblichen Gebiet der Herstellung von Motoren dieser Art vorteilhaft genutzt.

Claims (3)

  1. Ölzufuhrvorrichtung für einen Motor, umfassend: eine Ölpumpe einer Verstellpumpenausführung; mehrere hydraulisch betriebene Vorrichtungen, die mittels eines Ölwegs mit der Pumpe verbunden sind; eine Pumpensteuereinrichtung, die die Leistung der Pumpe ändert, um eine Ölfördermenge zu steuern; eine Hydraulikdruck-Detektionseinrichtung, die einen Hydraulikdruck des Ölwegs detektiert, wobei der Hydraulikdruck gemäß der Fördermenge geändert wird; und eine Speichereinrichtung, die ein Hydraulikdruck-Steuerkennfeld speichert, das einen abhängig von Betriebszuständen des Motors festzulegenden Sollhydraulikdruck beruhend auf einem höchsten geforderten Hydraulikdruck unter den geforderten Hydraulikdrücken der hydraulisch betriebenen Vorrichtungen, die für jeden der Betriebszustände des Motors zu spezifizieren sind, ermittelt, wobei die Pumpensteuereinrichtung einen Sollhydraulikdruck bei einem aktuellen Zeitpunkt aus dem Steuerkennfeld gespeicherter Hydraulikdrücke liest und die Leistung der Pumpe so ändert, dass der von der Hydraulikdruck-Detektionseinrichtung detektierte Hydraulikdruck mit dem gelesenen Sollhydraulikdruck zum Steuern der Fördermenge übereinstimmt.
  2. Ölzufuhrvorrichtung für einen Motor nach Anspruch 1, wobei der Motor ein Mehrzylindermotor mit mehreren Zylindern ist und die mehreren hydraulisch betriebenen Vorrichtungen umfassen: eine hydraulisch betriebene Ventilkennlinien-Steuervorrichtung, die Ventilkennlinien mindestens eines von einem Einlassventil und einem Auslassventil abhängig von den Betriebszuständen des Motors ändert; eine hydraulisch betriebene Ventilstoppvorrichtung, die mindestens eines von Einlassventil und Auslassventil stoppt, wenn ein reduzierter Zylinderbetrieb des Motors durchgeführt wird; und ein Öleinspritzventil, das Öl auf jeden Kolben des Motors einspritzt.
  3. Ölzufuhrvorrichtung für einen Motor nach Anspruch 2, wobei das Hydraulikdruck-Steuerkennfeld eine Motordrehzahl, eine Motorlast und eine Öltemperatur als Parameter, die die Betriebszustände des Motors anzeigen, umfasst, und wenn ein Motorbetriebsbereich, der aus jedem der Parameter zu spezifizieren ist, ein Bereich benachbart zu einem Betriebsbereich ist, in dem die Ventilstoppvorrichtung betrieben wird, ein korrigierter Hydraulikdruck, der höher als der höchste geforderte Hydraulikdruck ist, als Sollhydraulikdruck festgelegt wird.
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