JP2003322034A - Internal-combustion engine - Google Patents
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、複数の気筒群(複
数のバンク)から成る内燃機関の各気筒群のバルブタイ
ミングを制御する可変バルブタイミング機構を備えた内
燃機関に関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an internal combustion engine having a variable valve timing mechanism for controlling the valve timing of each cylinder group of an internal combustion engine having a plurality of cylinder groups (a plurality of banks).
【0002】[0002]
【従来の技術】現在実用化されている車両用の内燃機関
(以下「エンジン」という)の気筒配列の種類は、直列
型、V型、水平対向型(H型)に分類される。全気筒を
一列に配列した直列型エンジンは、エンジン全長が長く
なるため、6気筒以上の多気筒エンジンでは、エンジン
全長を短くして車両への搭載性を向上させるために、全
気筒を左右2つのバンク(気筒群)に分けてV字型に配
列したV型エンジンを採用する場合が多くなってきてい
る。V型や水平対向型のDOHCエンジンは、左右のバ
ンクにそれぞれ吸気/排気のカム軸を設けた構成となっ
ているため、例えば吸気バルブのバルブタイミング制御
を行う場合は、各バンク毎にそれぞれ可変バルブタイミ
ング機構を吸気側のカム軸に搭載し、各バンク毎に吸気
バルブのバルブタイミングを制御するようにしている。2. Description of the Related Art The types of cylinder arrangements of internal combustion engines (hereinafter referred to as "engines") for vehicles currently in practical use are classified into in-line type, V type, and horizontally opposed type (H type). Since an in-line engine in which all cylinders are arranged in a row has a long overall engine length, in a multi-cylinder engine with 6 or more cylinders, all cylinders are left and right 2 in order to shorten the overall engine length and improve the mountability on a vehicle. In many cases, a V-type engine that is divided into one bank (cylinder group) and arranged in a V-shape is adopted. The V-type and horizontally-opposed DOHC engines have a configuration in which the intake / exhaust cam shafts are provided in the left and right banks, so that when controlling the valve timing of the intake valve, for example, it is variable for each bank. A valve timing mechanism is mounted on the intake side camshaft to control the valve timing of the intake valve for each bank.
【0003】このような可変バルブタイミング機構付き
のエンジンは、可変バルブタイミング機構でカム軸の回
転位相を進角/遅角させることで、バルブタイミングを
進角/遅角させるようにしているが、可変バルブタイミ
ング機構で回転位相が調整されるカム軸は、吸気バルブ
(又は排気バルブ)を駆動する他、筒内噴射式エンジン
の場合は、燃料タンク内の燃料を燃料噴射弁側へ高圧で
圧送する高圧燃料ポンプも駆動するようになっている。In such an engine with a variable valve timing mechanism, the valve timing is advanced / retarded by advancing / retarding the rotational phase of the cam shaft by the variable valve timing mechanism. The camshaft, whose rotation phase is adjusted by the variable valve timing mechanism, drives the intake valve (or exhaust valve) and, in the case of a cylinder injection engine, pumps the fuel in the fuel tank at high pressure to the fuel injection valve side. The high-pressure fuel pump is also driven.
【0004】[0004]
【発明が解決しようとする課題】上述したように、可変
バルブタイミング機構付きのV型又は水平対向型の筒内
噴射式のエンジンでは、一方のバンクのみで高圧燃料ポ
ンプ等の補機類の負荷がカム軸にかかり、他方のバンク
のカム軸には、そのような補機類の負荷がかからないた
め、左右のバンクのカム軸の負荷トルクが補機類の負荷
分だけアンバランスとなる。特に、筒内噴射式のエンジ
ンでは、吸気ポート噴射式エンジンに比べて燃料噴射圧
力が30倍以上要求されるため、高圧燃料ポンプを駆動
するのに大きなカム軸トルクが必要となり、その結果、
左右のバンクのカム軸の負荷トルクに大きな違いが生じ
てくる。As described above, in the V-type or horizontally-opposed in-cylinder injection type engine with a variable valve timing mechanism, only one bank is used to load auxiliary machinery such as a high-pressure fuel pump. Is applied to the cam shaft, and the cam shaft of the other bank is not loaded with such auxiliary machinery, so that the load torque of the cam shafts of the left and right banks is unbalanced by the load of the auxiliary machinery. In particular, an in-cylinder injection type engine requires a fuel injection pressure of 30 times or more that of an intake port injection type engine, so a large camshaft torque is required to drive a high-pressure fuel pump, and as a result,
There will be a large difference in the load torque of the camshafts on the left and right banks.
【0005】一般に、目標バルブタイミング(目標カム
軸変位角)の変化に対する実バルブタイミング(実カム
軸変位角)の変化の応答性、つまりバルブタイミング制
御の応答性は、カム軸の負荷トルクが大きくなるほど遅
くなるため、左右のバンクのカム軸の負荷トルクが大き
く異なると、左右のバンクでバルブタイミング制御の応
答性が大きく異なり、その結果、目標バルブタイミング
が急変する過渡運転時に、左右のバンクで内部EGR量
や新気の充填効率がアンバランスとなって、トルク変動
やドライバビリティの悪化等を招くという問題があっ
た。Generally, the responsiveness of the change in the actual valve timing (actual camshaft displacement angle) to the change in the target valve timing (target camshaft displacement angle), that is, the responsiveness of the valve timing control, is that the load torque of the camshaft is large. If the camshaft load torques on the left and right banks differ significantly, the responsiveness of the valve timing control will differ significantly between the left and right banks, and as a result, during transient operation in which the target valve timing changes suddenly, There is a problem that the internal EGR amount and the charging efficiency of fresh air become unbalanced, resulting in torque fluctuations and deterioration of drivability.
【0006】本発明はこのような事情を考慮してなされ
たものであり、従ってその目的は、複数の気筒群(複数
のバンク)を備えた内燃機関において、カム軸で駆動す
る補機類の負荷によって生じる各気筒群間のバルブタイ
ミング制御の応答性のずれを少なくすることができて、
その応答性のずれに起因する過渡運転時のトルク変動や
ドライバビリティ悪化等の問題を解消することができる
内燃機関を提供することにある。The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to provide an auxiliary machine driven by a cam shaft in an internal combustion engine having a plurality of cylinder groups (a plurality of banks). It is possible to reduce the deviation of the responsiveness of valve timing control between each cylinder group caused by the load,
An object of the present invention is to provide an internal combustion engine capable of solving problems such as torque fluctuations during transient operation and deterioration of drivability due to the deviation of the responsiveness.
【0007】[0007]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明の請求項1の内燃機関は、複数の気筒群の各
々に、各気筒群のカム軸によって駆動される補機類を各
気筒群で該補機類の負荷がほぼ均等になるように設置し
た構成としたものである。この構成では、各気筒群のカ
ム軸に補機類の負荷がほぼ均等に加わるため、各気筒群
のカム軸の負荷トルクをほぼ均等にすることができて、
各気筒群のバルブタイミング制御の応答性を揃えること
ができ、その応答性のずれに起因する過渡運転時のトル
ク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消すること
ができる。In order to achieve the above object, an internal combustion engine according to a first aspect of the present invention has, in each of a plurality of cylinder groups, an auxiliary machine driven by a cam shaft of each cylinder group. The configuration is such that the auxiliary machines are installed in each cylinder group so that the loads thereof are substantially equal. In this configuration, since the loads of the auxiliary machinery are applied to the cam shafts of the cylinder groups almost uniformly, the load torques of the cam shafts of the cylinder groups can be made substantially uniform,
The responsiveness of the valve timing control of each cylinder group can be made uniform, and problems such as torque fluctuation during transient operation and deterioration of drivability due to the difference in responsiveness can be solved.
【0008】この場合、請求項2のように、複数の気筒
群の各々に、補機類として全て同じ容量の高圧燃料ポン
プを設置するようにしても良い。この場合、各気筒群の
高圧燃料ポンプの負荷(吐出量)は、内燃機関の運転中
に目標燃料吐出量に応じて変動するが、各気筒群の高圧
燃料ポンプを各気筒群毎に独立制御する必要はなく、全
運転領域で各気筒群の高圧燃料ポンプを同じように制御
すれば良いため、各気筒群の補機類(高圧燃料ポンプ)
の負荷の釣り合い状態を全運転領域で維持することがで
き、各気筒群間のバルブタイミング制御の応答性のずれ
を全運転領域で確実に少なくすることができる。In this case, as in claim 2, high pressure fuel pumps having the same capacity may be installed as auxiliary machines in each of the plurality of cylinder groups. In this case, the load (discharge amount) of the high-pressure fuel pump of each cylinder group fluctuates according to the target fuel discharge amount during operation of the internal combustion engine, but the high-pressure fuel pump of each cylinder group is independently controlled for each cylinder group. It is not necessary to do so, and the high pressure fuel pump of each cylinder group may be controlled in the same manner in all operating regions. Therefore, the auxiliary machinery of each cylinder group (high pressure fuel pump)
It is possible to maintain the balanced state of the load in the entire operating range, and it is possible to reliably reduce the deviation of the responsiveness of the valve timing control between the cylinder groups in the entire operating range.
【0009】或は、請求項3のように、少なくとも1つ
の気筒群に高圧燃料ポンプを設置し、他の気筒群に、こ
の高圧燃料ポンプとほぼ同等の負荷となる高圧燃料ポン
プ以外の補機類を設置するようにしても良い。このよう
にすれば、各気筒群のカム軸に補機類の負荷がほぼ均等
に加わるため、各気筒群のカム軸の負荷トルクをほぼ均
等にすることができて、各気筒群間のバルブタイミング
制御の応答性のずれを少なくすることができる。Alternatively, as in claim 3, a high-pressure fuel pump is installed in at least one cylinder group, and an auxiliary machine other than the high-pressure fuel pump, which has substantially the same load as this high-pressure fuel pump, is installed in the other cylinder groups. You may make it install a kind. By doing so, the loads of the auxiliary machinery are applied to the cam shafts of the respective cylinder groups substantially evenly, so that the load torques of the cam shafts of the respective cylinder groups can be substantially equalized, and the valves between the cylinder groups can be It is possible to reduce the deviation of the responsiveness of the timing control.
【0010】更に、請求項4のように、複数の気筒群毎
にバルブタイミング調整手段の制御量を補正手段によっ
て補正するようにしても良い。つまり、補機類やバルブ
タイミング調整手段の製造ばらつき、或は、それらの経
時変化、運転条件等によって各気筒群のカム軸の負荷ト
ルクが変動して各気筒群のバルブタイミング制御の応答
性が少しずれる可能性があるが、請求項4のように、複
数の気筒群毎にバルブタイミング調整手段の制御量を補
正する機能を持たせれば、補機類やバルブタイミング調
整手段の製造ばらつきや経時変化、運転条件等によって
生じる各気筒群間のバルブタイミング制御の応答性のず
れをバルブタイミング調整手段の制御量の補正によって
少なくすることができる。Further, as in claim 4, the control amount of the valve timing adjusting means may be corrected by the correcting means for each of the plurality of cylinder groups. That is, the load torque of the camshaft of each cylinder group fluctuates due to variations in manufacturing of auxiliary machinery and valve timing adjusting means, their changes over time, operating conditions, etc., and the responsiveness of valve timing control of each cylinder group is increased. Although there is a possibility of a slight deviation, if a function for correcting the control amount of the valve timing adjusting means is provided for each of a plurality of cylinder groups as in claim 4, variations in manufacturing of auxiliary machinery and valve timing adjusting means and aging may occur. It is possible to reduce the deviation of the responsiveness of the valve timing control between the cylinder groups due to changes, operating conditions, etc. by correcting the control amount of the valve timing adjusting means.
【0011】[0011]
【発明の実施の形態】以下、本発明を筒内噴射式のV型
DOHCエンジンに適用した一実施形態を図面に基づい
て説明する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment in which the present invention is applied to a cylinder injection type V DOHC engine will be described below with reference to the drawings.
【0012】まず、図1に基づいてシステム全体の概略
構成を説明する。V型のエンジン1は、全気筒を左右2
つのバンク(気筒群)に分けてV字型に配列したエンジ
ンであり、以下の説明では、一方のバンクを「Aバン
ク」、他方のバンクを「Bバンク」と呼ぶ。各バンクの
上部には、それぞれ吸気側カム軸4と排気側カム軸5と
が設けられ、エンジン1のクランク軸2からの動力がタ
イミングチェーン3aにより各バンクのスプロケット1
3aを介して各バンクの吸気側カム軸4に伝達され、更
に、各バンクの吸気側カム軸4の回転がそれぞれタイミ
ングチェーン3bにより各バンクの排気側カム軸5に伝
達されるようになっている。First, a schematic configuration of the entire system will be described with reference to FIG. V-type engine 1 has all cylinders 2
The engine is divided into one bank (cylinder group) and arranged in a V-shape. In the following description, one bank is referred to as “A bank” and the other bank is referred to as “B bank”. An intake-side camshaft 4 and an exhaust-side camshaft 5 are provided at the top of each bank, and the power from the crankshaft 2 of the engine 1 is supplied to the sprocket 1 of each bank by the timing chain 3a.
3a is transmitted to the intake-side camshaft 4 of each bank, and further, the rotation of the intake-side camshaft 4 of each bank is transmitted to the exhaust-side camshaft 5 of each bank by the timing chain 3b. There is.
【0013】更に、本実施形態では、AバンクとBバン
クに、それぞれ、吸気側カム軸4によって駆動される高
圧燃料ポンプ20(補機類)が設置されている。各バン
クの高圧燃料ポンプ20は、同一容量の高圧燃料ポンプ
が使用され、各バンクの吸気側カム軸4に高圧燃料ポン
プ20の負荷が均等に加わるように構成されている。各
バンクの高圧燃料ポンプ20は、エンジン運転中に燃料
タンク(図示せず)から汲み上げた燃料を高圧化して燃
料配管19に吐出し、この燃料配管19を通して高圧の
燃料を各バンクの燃料噴射弁21側へ圧送する。Further, in the present embodiment, the high-pressure fuel pumps 20 (auxiliaries) driven by the intake-side camshaft 4 are installed in the banks A and B, respectively. The high-pressure fuel pumps 20 of each bank are high-pressure fuel pumps of the same capacity, and the load of the high-pressure fuel pumps 20 is evenly applied to the intake side camshaft 4 of each bank. The high-pressure fuel pump 20 of each bank raises the pressure of fuel pumped up from a fuel tank (not shown) during engine operation and discharges it into the fuel pipe 19, and the high-pressure fuel is supplied through this fuel pipe 19 to the fuel injection valve of each bank. 21 pressure feed.
【0014】各バンクの吸気側カム軸4には、それぞれ
バルブタイミング調整手段である位相差調整装置40
(図1に斜線で示す部分)が設けられている。オイルパ
ン28内の作動油(エンジンオイル)がオイルポンプ2
9により各バンクの油圧制御弁30へ供給され、各バン
クの油圧制御弁30から吐出される油圧が各バンクの位
相差調整装置40に供給される。そして、各バンクの位
相差調整装置40に供給する油圧を油圧制御弁30で制
御することで、各バンクの吸気弁(図示せず)の実バル
ブタイミング(実カム軸変位角)が制御される。この場
合、油圧制御弁30とオイルポンプ29等によって位相
差調整装置40を駆動する油圧アクチュエータが構成さ
れている。A phase difference adjusting device 40, which is a valve timing adjusting means, is provided on each intake side camshaft 4 of each bank.
(A hatched portion in FIG. 1) is provided. The hydraulic oil (engine oil) in the oil pan 28 is the oil pump 2
9 supplies the hydraulic pressure control valve 30 of each bank, and the hydraulic pressure discharged from the hydraulic control valve 30 of each bank is supplied to the phase difference adjusting device 40 of each bank. Then, by controlling the hydraulic pressure supplied to the phase difference adjusting device 40 of each bank by the hydraulic control valve 30, the actual valve timing (actual camshaft displacement angle) of the intake valve (not shown) of each bank is controlled. . In this case, a hydraulic actuator that drives the phase difference adjusting device 40 is constituted by the hydraulic control valve 30, the oil pump 29, and the like.
【0015】一方、各バンクの吸気側カム軸4には、そ
れぞれカム軸位置センサ44が取り付けられており、ク
ランク軸2には、クランク位置センサ42が取り付けら
れている。このクランク位置センサ42がクランク軸2
の1回転に伴いN個の検出パルス信号を発生するとき、
各バンクのカム軸位置センサ44が吸気側カム軸4の1
回転に伴い2N個の検出パルス信号を発生するようにな
っている。また、各バンクの吸気側カム軸4のタイミン
グ変換角最大値をθmaxクランク角とした場合に、N
<360度/θmaxとなるように検出パルス信号数N
が設定されている。これによって、クランク位置センサ
42からの検出パルス信号と、この検出パルス信号に続
いて発生する各バンクのカム軸位置センサ44からの検
出パルス信号との間の相対回転角θにより各バンクの吸
気弁(図示せず)の実バルブタイミング(実カム軸変位
角)が算出される。On the other hand, a cam shaft position sensor 44 is attached to the intake side cam shaft 4 of each bank, and a crank position sensor 42 is attached to the crank shaft 2. This crank position sensor 42 is the crankshaft 2
When N detection pulse signals are generated with one rotation of
The camshaft position sensor 44 of each bank is 1 of the intake side camshaft 4.
With the rotation, 2N detection pulse signals are generated. Further, when the maximum value of the timing conversion angle of the intake side camshaft 4 of each bank is θmax crank angle, N
The number N of detection pulse signals so that <360 degrees / θmax
Is set. As a result, the relative rotation angle θ between the detection pulse signal from the crank position sensor 42 and the detection pulse signal from the cam shaft position sensor 44 of each bank that occurs subsequent to this detection pulse signal causes the intake valve of each bank to rotate. The actual valve timing (not shown) (actual camshaft displacement angle) is calculated.
【0016】具体的には、クランク位置センサ42及び
カム軸位置センサ44からの各検出パルス信号が、エン
ジン制御装置46のマイクロコンピュータ48に入力さ
れ、これに基づいて実バルブタイミング(実カム軸変位
角)が演算される。また、図示はしないが、吸入空気量
センサ、水温センサ、スロットル開度センサ等のエンジ
ン運転状態を検出する各種センサから出力される各種検
出信号もマイクロコンピュータ48に入力され、これら
各種のセンサデータに基づいて吸気弁の目標バルブタイ
ミング(目標カム軸変位角)が演算される。Specifically, each detection pulse signal from the crank position sensor 42 and the cam shaft position sensor 44 is input to the microcomputer 48 of the engine control device 46, and based on this, the actual valve timing (actual cam shaft displacement). Angle) is calculated. Although not shown, various detection signals output from various sensors that detect the engine operating state, such as an intake air amount sensor, a water temperature sensor, and a throttle opening sensor, are also input to the microcomputer 48, and these various sensor data are output. Based on this, the target valve timing (target camshaft displacement angle) of the intake valve is calculated.
【0017】更に、マイクロコンピュータ48は、後述
する各ルーチンによって、各バンクの吸気弁の実バルブ
タイミング(実カム軸変位角)を目標バルブタイミング
(目標カム軸変位角)に一致させるように、各バンクの
位相差調整装置40の油圧制御弁30の駆動源であるリ
ニアソレノイド64に流す電流(制御電流)を後述する
PD制御で演算し、その制御電流の信号をエンジン制御
装置46内の出力回路49から各バンクのリニアソレノ
イド64に出力することで、各バンクの油圧制御弁30
の吐出油圧を制御して各バンクの吸気弁(図示せず)の
実バルブタイミング(実カム軸変位角)を目標バルブタ
イミング(目標カム軸変位角)に一致させるように制御
する。Further, the microcomputer 48 performs each routine so that the actual valve timing (actual camshaft displacement angle) of the intake valve of each bank matches the target valve timing (target camshaft displacement angle). The current (control current) flowing through the linear solenoid 64 that is the drive source of the hydraulic control valve 30 of the phase difference adjusting device 40 of the bank is calculated by PD control described later, and the signal of the control current is output circuit in the engine control device 46. By outputting from 49 to the linear solenoid 64 of each bank, the hydraulic control valve 30 of each bank
Of the intake valves (not shown) of each bank to control the actual valve timing (actual camshaft displacement angle) to match the target valve timing (target camshaft displacement angle).
【0018】次に、各バンクの位相差調整装置40の構
成を図2を用いて詳細に説明する。尚、各バンクの位相
差調整装置40は全く同じ構成である。Next, the structure of the phase difference adjusting device 40 of each bank will be described in detail with reference to FIG. The phase difference adjusting device 40 of each bank has exactly the same configuration.
【0019】位相差調整装置40は、エンジン1のシリ
ンダヘッド25に取り付けられている。この位相差調整
装置40は略円筒形状のカム軸スリーブ11を備えてお
り、このカム軸スリーブ11は、その大径円筒部にて吸
気側カム軸4の図2にて左端部と同軸的に嵌め合わされ
ている。そして、このカム軸スリーブ11の中空部隔壁
11cはピン12の圧入及びボルト10の締め付けによ
り吸気側カム軸4の端部に連結されている。これによ
り、カム軸スリーブ11は吸気側カム軸4と一体的に回
転する。また、このカム軸スリーブ11の大径円筒部外
周面には、外歯ヘリカルスプライン11aが形成されて
いる。The phase difference adjusting device 40 is attached to the cylinder head 25 of the engine 1. The phase difference adjusting device 40 includes a cam shaft sleeve 11 having a substantially cylindrical shape. The cam shaft sleeve 11 has a large-diameter cylindrical portion coaxial with the left end portion of the intake side cam shaft 4 in FIG. It is fitted. The hollow partition wall 11c of the cam shaft sleeve 11 is connected to the end portion of the intake side cam shaft 4 by press fitting the pin 12 and tightening the bolt 10. As a result, the cam shaft sleeve 11 rotates integrally with the intake cam shaft 4. An external tooth helical spline 11 a is formed on the outer peripheral surface of the large diameter cylindrical portion of the camshaft sleeve 11.
【0020】更に、カム軸スリーブ11は、小径円筒部
11bを備えており、この小径円筒部11bは、ハウジ
ング23の略円筒形状中空部内に同軸的に延出してい
る。尚、ハウジング23は、そのフランジ部23aに
て、ボルト24の締着によりシリンダヘッド25に取付
けられている。Further, the camshaft sleeve 11 is provided with a small-diameter cylindrical portion 11b, and the small-diameter cylindrical portion 11b extends coaxially in the substantially cylindrical hollow portion of the housing 23. The housing 23 is attached to the cylinder head 25 by tightening bolts 24 at its flange portion 23a.
【0021】スプロケット13aは、吸気側カム軸4の
環状リブ4aとカム軸スリーブ11の大径円筒部の開口
端部との間に挟まれた状態にて、吸気側カム軸4に相対
回転可能に同軸的に軸支されている。このスプロケット
13aの図2にて左側面には、略円筒形状のスプロケッ
トスリーブ15が、その各フランジ部を介するピン14
の圧入及びボルト16の締着により、同軸的に取付けら
れている。これにより、スプロケットスリーブ15はス
プロケット13aと一体的に回転するようになってい
る。このスプロケットスリーブ15は円筒部15bを備
えており、この円筒部15bは、カム軸スリーブ11を
包囲するようにハウジング23の中空部内に同軸的に延
出している。The sprocket 13a is rotatable relative to the intake-side camshaft 4 while being sandwiched between the annular rib 4a of the intake-side camshaft 4 and the open end of the large-diameter cylindrical portion of the camshaft sleeve 11. Is coaxially supported. On the left side surface of the sprocket 13a in FIG. 2, a sprocket sleeve 15 having a substantially cylindrical shape is provided with a pin 14 through each flange portion.
It is mounted coaxially by press-fitting and bolt 16 fastening. This causes the sprocket sleeve 15 to rotate integrally with the sprocket 13a. The sprocket sleeve 15 has a cylindrical portion 15b, and the cylindrical portion 15b extends coaxially into the hollow portion of the housing 23 so as to surround the camshaft sleeve 11.
【0022】この円筒部15bの内周面中間部位には、
内歯ヘリカルスプライン15aが形成されており、この
内歯ヘリカルスプライン15aは、カム軸スリーブ11
の外歯ヘリカルスプライン11aとは逆方向のねじれを
有するように形成されている。尚、外歯ヘリカルスプラ
イン11a及び内歯ヘリカルスプライン15aのいずれ
か一方は、ねじれ角を零とする軸方向に平行な直線歯を
有するスプラインにより構成しても良い。At the intermediate portion of the inner peripheral surface of the cylindrical portion 15b,
An internal tooth helical spline 15a is formed, and the internal tooth helical spline 15a is formed on the camshaft sleeve 11
The external tooth helical spline 11a is formed to have a twist in the opposite direction. Either one of the external tooth helical spline 11a and the internal tooth helical spline 15a may be formed by a spline having linear teeth parallel to the axial direction with a twist angle of zero.
【0023】上述したカム軸スリーブ11の小径円筒部
11bとスプロケットスリーブ15の円筒部15bとの
間には、軸方向に略一様な断面を有する環状空間90が
形成されており、この環状空間90内においては、略円
筒形の油圧ピストン17が軸方向にかつ液密的に摺動可
能にカム軸スリーブ11に同軸的に軸支されている。An annular space 90 having a substantially uniform cross section in the axial direction is formed between the small-diameter cylindrical portion 11b of the camshaft sleeve 11 and the cylindrical portion 15b of the sprocket sleeve 15 described above. Within 90, a substantially cylindrical hydraulic piston 17 is coaxially supported by the camshaft sleeve 11 so as to be slidable axially and liquid-tightly.
【0024】この油圧ピストン17の内周面右側部に
は、カム軸スリーブ11の外歯ヘリカルスプライン11
aと噛合する内歯ヘリカルスプライン17aが形成され
ている。一方、油圧ピストン17の外周面右側部には、
スプロケットスリーブ15の内歯ヘリカルスプライン1
5aと噛合する外歯ヘリカルスプライン17bが形成さ
れている。これにより、これら各両スプライン17a,
17b同士の噛合のもとに、タイミングチェーン3a
(図1参照)を介してスプロケット13aに伝達される
クランク軸2の回転が、スプロケットスリーブ15、油
圧ピストン17及びカム軸スリーブ11を経て吸気側カ
ム軸4に伝達される。On the right side of the inner peripheral surface of the hydraulic piston 17, the external tooth helical spline 11 of the camshaft sleeve 11 is provided.
An internal tooth helical spline 17a that meshes with a is formed. On the other hand, on the right side of the outer peripheral surface of the hydraulic piston 17,
Internal tooth helical spline 1 of sprocket sleeve 15
An external tooth helical spline 17b that meshes with 5a is formed. As a result, each of these splines 17a,
The timing chain 3a
The rotation of the crankshaft 2 transmitted to the sprocket 13a via (see FIG. 1) is transmitted to the intake side camshaft 4 via the sprocket sleeve 15, the hydraulic piston 17 and the camshaft sleeve 11.
【0025】また、油圧ピストン17の左端部に形成し
た環状鍔部の外周縁には、オイルシール70が、環状空
間90内にてスプロケットスリーブ15の円筒部15b
の内周面と液密的に接触するように装着されている。
尚、油圧ピストン17の内周面左側部内に断面L字状に
延出するように形成された環状脚部17cは、カム軸ス
リーブ11の中央段部(以下「右側ストッパ」という)
に衝突して油圧ピストン17への右方向の移動を停止す
る。An oil seal 70 is provided on the outer peripheral edge of the annular flange portion formed on the left end portion of the hydraulic piston 17 in the annular space 90.
It is mounted so as to make liquid-tight contact with the inner peripheral surface of the.
The annular leg portion 17c formed so as to extend in an L-shaped cross section inside the left side portion of the inner surface of the hydraulic piston 17 is a central step portion of the camshaft sleeve 11 (hereinafter referred to as "right side stopper").
And the rightward movement to the hydraulic piston 17 is stopped.
【0026】上述のようにして、環状空間90内に油圧
ピストン17が設けられることによって、環状空間90
が二つの室に分割される。これにより、進角側油圧室2
2が油圧ピストン17の左側に形成され、一方、遅角側
油圧室32が油圧ピストン17の鍔部の右側に形成され
る。また、これら両油圧室22,32間のシールは、上
述したオイルシール70によって確保される。By providing the hydraulic piston 17 in the annular space 90 as described above, the annular space 90 is
Is divided into two chambers. As a result, the advance side hydraulic chamber 2
2 is formed on the left side of the hydraulic piston 17, while the retard side hydraulic chamber 32 is formed on the right side of the flange portion of the hydraulic piston 17. The seal between the hydraulic chambers 22 and 32 is secured by the oil seal 70 described above.
【0027】スプロケットスリーブ15の左端開口部に
は、エンドプレート50が同軸的に取り付けられてい
る。このエンドプレート50は、円筒部と環状鍔部によ
り断面逆L字状に形成されており、このエンドプレート
50の環状鍔部は、スプロケットスリーブ15の左端開
口部に同軸的に固着されている。エンドプレート50の
円筒部の外周面には環状溝が形成されており、この環状
溝内にはオイルシール71が装着されている。尚、エン
ドプレート50の環状鍔部は、油圧ピストン17の環状
鍔部に突き当たることで、該油圧ピストン17の左方向
への移動を停止させるストッパ(以下「左側ストッパ」
という)としての役割をも果たす。An end plate 50 is coaxially attached to the left end opening of the sprocket sleeve 15. The end plate 50 is formed in a reverse L-shape in cross section by a cylindrical portion and an annular flange portion, and the annular flange portion of the end plate 50 is coaxially fixed to the left end opening of the sprocket sleeve 15. An annular groove is formed on the outer peripheral surface of the cylindrical portion of the end plate 50, and an oil seal 71 is mounted in the annular groove. The annular flange portion of the end plate 50 abuts on the annular flange portion of the hydraulic piston 17 to stop the hydraulic piston 17 from moving to the left (hereinafter referred to as “left side stopper”).
It also plays a role as.
【0028】エンドプレート50及びカム軸スリーブ1
1の左側においては、断面コ字状にて環状に形成したリ
ングプレート51が、ノックピン53の圧入によりハウ
ジング23の環状左側壁内面にカム軸スリーブ11と同
軸的に装着されている。このリングプレート51のコ字
状右側面内には、エンドプレート50の円筒部及びカム
軸スリーブ11の小径円筒部11bが回転可能に支持さ
れている。End plate 50 and camshaft sleeve 1
On the left side of FIG. 1, a ring plate 51 formed in an annular shape having a U-shaped cross section is coaxially attached to the camshaft sleeve 11 on the inner surface of the annular left side wall of the housing 23 by press fitting the knock pin 53. The cylindrical portion of the end plate 50 and the small diameter cylindrical portion 11b of the camshaft sleeve 11 are rotatably supported in the U-shaped right side surface of the ring plate 51.
【0029】また、リングプレート51の小径側円筒部
の外周面に形成した環状溝内には、オイルシール72が
装着されており、このオイルシール72はリングプレー
ト51とカム軸スリーブ11との間のシール性を確保す
る。一方、上述したオイルシール71は、エンドプレー
ト50とリングプレート51との間のシール性を確保す
る。これによって、進角側油圧室22内のシール性が確
保される。An oil seal 72 is mounted in an annular groove formed on the outer peripheral surface of the small diameter side cylindrical portion of the ring plate 51. The oil seal 72 is provided between the ring plate 51 and the camshaft sleeve 11. To secure the sealing property of. On the other hand, the oil seal 71 described above ensures the sealing performance between the end plate 50 and the ring plate 51. As a result, the sealing property in the advance side hydraulic chamber 22 is secured.
【0030】リングプレート51の小径円筒部及びハウ
ジング23の環状左側壁中空部内には、ボルト52が同
軸的に嵌装されており、このボルト52は、その右端面
にてカム軸スリーブ11の小径円筒部内周面及び中空部
隔壁11cとの間に円筒状空間91が形成されている。
また、ボルト52の内部には、油圧通路61bが断面T
字状に形成されており、この油圧通路61bは、その軸
方向通路部にて円筒状空間91内に連通している。ま
た、油圧通路61bは、その半径方向通路部の両端に
て、ボルト52の外周面に形成した環状溝内に連通して
いる。A bolt 52 is coaxially fitted into the small-diameter cylindrical portion of the ring plate 51 and the hollow portion of the annular left side wall of the housing 23. The bolt 52 has a small diameter of the camshaft sleeve 11 at its right end surface. A cylindrical space 91 is formed between the inner peripheral surface of the cylindrical portion and the hollow partition wall 11c.
Further, inside the bolt 52, the hydraulic passage 61b has a section T
The hydraulic passage 61b is formed in a V shape and communicates with the inside of the cylindrical space 91 at its axial passage portion. The hydraulic passage 61b communicates with the annular groove formed on the outer peripheral surface of the bolt 52 at both ends of the radial passage portion.
【0031】また、ハウジング23の左壁部内には、油
圧通路61aが形成されており、この油圧通路61a
は、ボルト52の環状溝及び油圧通路61bを介して円
筒状空間91内に連通し、更に、この円筒状空間91内
に開口するようにカム軸スリーブ11に形成した油圧通
路61cを通り遅角側油圧室32内に連通している。ハ
ウジング23の左壁部内には、進角側油圧室22に連通
する油圧通路60が形成されている。これら油圧通路6
1a,60は、ハウジング23の左壁部内に形成されて
後述する油圧制御弁30を収容する円筒状中空部95内
に開口している。また、この円筒状中空部95内には、
油圧供給路65がその先端部にて開口しており、この油
圧供給路65はエンジン1のオイルパン28からオイル
ポンプ29によって圧送される作動油を円筒状中空部9
5内に供給する。尚、油圧解放路66は、オイルパン2
8内に開口されて、オイルパン28内に作動油を戻す。A hydraulic passage 61a is formed in the left wall portion of the housing 23, and the hydraulic passage 61a is formed.
Is communicated with the inside of the cylindrical space 91 through the annular groove of the bolt 52 and the hydraulic passage 61b, and further passes through the hydraulic passage 61c formed in the camshaft sleeve 11 so as to open in the cylindrical space 91 and is retarded. It communicates with the side hydraulic chamber 32. A hydraulic passage 60 communicating with the advance-side hydraulic chamber 22 is formed in the left wall portion of the housing 23. These hydraulic passages 6
1a and 60 are formed in a left wall portion of the housing 23 and open in a cylindrical hollow portion 95 that accommodates a hydraulic control valve 30 described later. Further, in the cylindrical hollow portion 95,
The hydraulic pressure supply passage 65 is open at the tip thereof, and the hydraulic pressure supply passage 65 supplies the working oil pressure-fed by the oil pump 29 from the oil pan 28 of the engine 1 to the cylindrical hollow portion 9.
Supply within 5. The oil pressure release passage 66 is connected to the oil pan 2
8 is opened to return the hydraulic oil into the oil pan 28.
【0032】次に、図3を参照して油圧制御弁30の構
成について説明する。油圧制御弁30は、円筒状中空部
95の内壁により構成されるシリンダ30aと、このシ
リンダ30a内に軸方向へ摺動可能に嵌め合わされた左
右一対のランドを有するスプール31とから構成された
スプール弁である。上記シリンダ30aには、油圧通路
61aに連通する油圧ポート30bと、油圧ポート60
に連通する油圧ポート30cとが形成されている。Next, the structure of the hydraulic control valve 30 will be described with reference to FIG. The hydraulic control valve 30 is a spool including a cylinder 30a formed by the inner wall of the cylindrical hollow portion 95, and a spool 31 having a pair of left and right lands fitted in the cylinder 30a so as to be slidable in the axial direction. It is a valve. The cylinder 30a includes a hydraulic port 30b communicating with the hydraulic passage 61a and a hydraulic port 60.
And a hydraulic port 30c communicating with.
【0033】更に、このシリンダ30aには、油圧供給
路65に連通する吸入ポート30dと、油圧解放路66
に連通する両吐出ポート30e,30fとが形成されて
いる。そして、これら各油圧ポート30b,30c、吸
入ポート30d及び両吐出ポート30e,30fの連通
の切り替え及び連通度(油圧制御弁30の開度)の制御
は、スプール31のシリンダ30a内における摺動によ
りなされる。また、シリンダ30aの図3にて右端部内
には、コイルスプリング31aが、スプール31の右端
側にて介装されており、このコイルスプリング31a
は、常時、スプール31を図示左方へ付勢している。Further, the cylinder 30a has a suction port 30d communicating with the hydraulic pressure supply passage 65 and a hydraulic pressure release passage 66.
Both discharge ports 30e, 30f communicating with the. The switching of the communication between the hydraulic ports 30b and 30c, the suction port 30d, and the discharge ports 30e and 30f and the control of the communication degree (opening of the hydraulic control valve 30) are performed by sliding the spool 31 in the cylinder 30a. Done. A coil spring 31a is interposed in the right end portion of the cylinder 30a in FIG. 3 on the right end side of the spool 31.
Always urges the spool 31 to the left in the drawing.
【0034】一方、シリンダ30aの図示左端部内に
は、リニアソレノイド64がスプール31の図示左端側
に設けられている。このリニアソレノイド64に流れる
通電電流値に応じて該リニアソレノイド64に電磁力が
誘導されると、この電磁力によりスプール31がコイル
スプリング31aの付勢力に抗して右方へ摺動するよう
になっている。On the other hand, a linear solenoid 64 is provided on the left end side of the spool 31 in the figure, inside the left end portion of the cylinder 30a in the figure. When an electromagnetic force is induced in the linear solenoid 64 according to the value of the current flowing through the linear solenoid 64, the electromagnetic force causes the spool 31 to slide to the right against the biasing force of the coil spring 31a. Has become.
【0035】以下、このように構成した油圧制御弁30
のスプール31の摺動による各油圧通路の連通の切り替
え及び開度制御について説明する。Hereinafter, the hydraulic control valve 30 configured as above will be described.
The switching of communication of each hydraulic passage and the opening degree control by sliding the spool 31 will be described.
【0036】図3(a)に示すように、スプール31
が、リニアソレノイド64から電磁力を受け、コイルス
プリング31aの付勢力に抗して右方へ摺動すると、吸
入ポート30d及び油圧ポート30cがスプール31の
右側ランドの右動により互いに連通して油圧供給路65
と油圧通路60とを連通させる。このため、オイルポン
プ29からの油圧は進角側油圧室22内に圧送される。
同時に、吐出ポート30e及び油圧ポート30bが、ス
プール31の左側ランドの右方向への移動により連通さ
れて、油圧通路61a及び油圧開放路66を連通させ
る。このため、遅角側油圧室32の油圧が解放される。
これによって、油圧ピストン17が、環状空間90(図
2参照)内にて右方へ押されるため、吸気側カム軸4が
回転してスプロケット13aひいてはクランク軸2に対
し相対的に進角する。As shown in FIG. 3A, the spool 31
However, when an electromagnetic force is received from the linear solenoid 64 and slides to the right against the urging force of the coil spring 31a, the suction port 30d and the hydraulic port 30c communicate with each other by the right movement of the right side land of the spool 31 and the hydraulic pressure. Supply path 65
Communicates with the hydraulic passage 60. Therefore, the oil pressure from the oil pump 29 is pumped into the advance side hydraulic chamber 22.
At the same time, the discharge port 30e and the hydraulic port 30b are communicated by the rightward movement of the left land of the spool 31 to communicate the hydraulic passage 61a and the hydraulic release passage 66. Therefore, the hydraulic pressure in the retard side hydraulic chamber 32 is released.
As a result, the hydraulic piston 17 is pushed to the right in the annular space 90 (see FIG. 2), so that the intake camshaft 4 rotates and advances relative to the sprocket 13a and then the crankshaft 2.
【0037】また、図3(b)に示すように、スプール
31が中央に位置するときは、油圧ポート30bの吐出
ポート30eとの連通及び油圧ポート30cの吸入ポー
ト30dとの連通がスプール31の左右両側のランドに
よりそれぞれ遮断される。このため、進角側及び遅角側
の各油圧室22,32からの作動油の漏れがない場合、
油圧ピストン17の位置がそのまま保持される。従っ
て、スプロケット13aと吸気側カム軸4との回転位相
差、即ち実バルブタイミングは変化しない。As shown in FIG. 3 (b), when the spool 31 is located at the center, the communication of the hydraulic port 30b with the discharge port 30e and the communication of the hydraulic port 30c with the suction port 30d are carried out by the spool 31. It is blocked by the lands on both sides. Therefore, when there is no leakage of hydraulic oil from the hydraulic chambers 22 and 32 on the advance side and the retard side,
The position of the hydraulic piston 17 is maintained as it is. Therefore, the rotational phase difference between the sprocket 13a and the intake camshaft 4, that is, the actual valve timing does not change.
【0038】一方、図3(c)に示すように、スプール
31がリニアソレノイド64からの電磁力の発生停止の
もとにコイルスプリング31aにより付勢されて左方へ
摺動すると、吸入ポート30b及び油圧ポート30dが
スプール31の左側ランドの左方向への移動により連通
して、油圧供給路65と油圧通路61aとを連通させ
る。このため、オイルポンプ29からの油圧は遅角側油
圧室32に供給される。一方、吐出ポート30fと油圧
ポート30cとがスプール31の右側ランドの左方向へ
の移動により連通して、油圧通路60と油圧解放路66
とを連通させる。このため、進角側油圧室22の油圧が
解放される。これによって、油圧ピストン17が、環状
空間90内にて左方へ押されるため、吸気側カム軸4が
上述とは逆方向へ回転して、スプロケット13aひいて
はクランク軸2に対し相対的に遅角する。On the other hand, as shown in FIG. 3C, when the spool 31 is biased by the coil spring 31a and slides to the left while the generation of the electromagnetic force from the linear solenoid 64 is stopped, the suction port 30b is moved. The hydraulic port 30d communicates with the left land of the spool 31 in the leftward direction to communicate the hydraulic pressure supply passage 65 with the hydraulic passage 61a. Therefore, the oil pressure from the oil pump 29 is supplied to the retard side hydraulic chamber 32. On the other hand, the discharge port 30f and the hydraulic port 30c communicate with each other by moving the right side land of the spool 31 to the left, and the hydraulic passage 60 and the hydraulic release passage 66 are connected.
And communicate with. Therefore, the hydraulic pressure in the advance side hydraulic chamber 22 is released. As a result, the hydraulic piston 17 is pushed to the left in the annular space 90, so that the intake side camshaft 4 rotates in the opposite direction to the above, and the retard angle is relatively retarded with respect to the sprocket 13a and then the crankshaft 2. To do.
【0039】また、図3(a)、(b)及び(c)にお
いて、ポート30bとポート30e(又はポート30
d)との間の連通度及びポート30cとポート30d
(又はポート30f)との間の連通度は、スプール31
の右方向への移動(又は左方向への移動)に伴う左右両
側の各ランドの各ポート30b及び30cに対する開度
により制御される。3A, 3B and 3C, the port 30b and the port 30e (or the port 30) are used.
d) the degree of communication with port 30c and port 30d
(Or port 30f), the degree of communication with the spool 31
Is controlled by the opening degree of each land on both the left and right sides with respect to each port 30b and 30c accompanying the rightward movement (or leftward movement).
【0040】図4は、エンジン1のある運転条件での油
圧制御弁30内におけるスプール31の位置(以下「ス
プール位置」という)と、実バルブタイミング変化速度
との関係を表す特性図である。この特性図において、実
バルブタイミング変化速度が正(+)となる領域が、進
角方向へ移動している領域に相当し、一方、実バルブタ
イミング変化速度が負(−)となる領域が、遅角方向へ
移動している領域に相当する。尚、この特性図における
横軸のスプール位置はリニアソレノイド電流と比例関係
にある。FIG. 4 is a characteristic diagram showing the relationship between the position of the spool 31 in the hydraulic control valve 30 (hereinafter referred to as "spool position") and the actual valve timing change speed under certain operating conditions of the engine 1. In this characteristic diagram, the area where the actual valve timing change rate is positive (+) corresponds to the area moving in the advance direction, while the area where the actual valve timing change rate is negative (-) is It corresponds to the area moving in the retard direction. The spool position on the horizontal axis in this characteristic diagram is proportional to the linear solenoid current.
【0041】この特性図において、各符号(a)、
(b)、(c)は、図3(a)、(b)、(c)のスプ
ール31の各位置に対応するスプール位置をそれぞれ示
す。符号(b)で示すような実バルブタイミングが変化
しない点のリニアソレノイド電流を「保持電流」と呼
ぶ。この保持電流を基準にしてバルブタイミングを進角
させたいときはリニアソレノイド電流を大きくし、逆に
遅角させたいときはリニアソレノイド電流を小さくする
ことで、位相差調整装置40を制御することができる。
尚、保持電流は、エンジン運転中に学習される。In this characteristic diagram, each symbol (a),
3B and 3C respectively show spool positions corresponding to the positions of the spool 31 shown in FIGS. 3A, 3B, and 3C. The linear solenoid current at the point where the actual valve timing does not change as shown by the symbol (b) is called "holding current". The phase difference adjusting device 40 can be controlled by increasing the linear solenoid current when advancing the valve timing based on this holding current and decreasing the linear solenoid current when retarding the valve timing. it can.
The holding current is learned during engine operation.
【0042】ところで、従来のV型エンジンでは、一方
のバンク(例えばBバンク)のみで高圧燃料ポンプの負
荷が吸気側カム軸にかかり、他方のバンク(例えばAバ
ンク)の吸気側カム軸には、そのような高圧燃料ポンプ
の負荷がかからないため、2つのバンクの吸気側カム軸
の負荷トルクが高圧燃料ポンプの負荷分だけアンバラン
スとなる。特に、筒内噴射式のエンジンでは、吸気ポー
ト噴射式エンジンに比べて燃料噴射圧力が30倍以上要
求されるため、高圧燃料ポンプを駆動するのに大きなカ
ム軸トルクが必要となり、その結果、2つのバンクの吸
気側カム軸の負荷トルクに大きな違いが生じてくる。By the way, in the conventional V-type engine, the load of the high-pressure fuel pump is applied to the intake side camshaft in only one bank (for example, B bank), and the intake side camshaft in the other bank (for example, A bank). Since no load is applied to such a high-pressure fuel pump, the load torques of the intake-side camshafts of the two banks are unbalanced by the load of the high-pressure fuel pump. In particular, an in-cylinder injection type engine requires a fuel injection pressure of 30 times or more as compared with an intake port injection type engine, so a large camshaft torque is required to drive a high pressure fuel pump, resulting in a 2 There will be a large difference in the load torque of the intake camshafts of the two banks.
【0043】一般に、目標バルブタイミング(目標カム
軸変位角)の変化に対する実バルブタイミング(実カム
軸変位角)の変化の応答性、つまりバルブタイミング制
御の応答性は、吸気側カム軸の負荷トルクが大きくなる
ほど遅くなるため、2つのバンクの吸気側カム軸の負荷
トルクが大きく異なると、図4及び図5(a)に示すよ
うに、2つのバンクでバルブタイミング制御の応答性
(カム軸変位速度)が大きく異なり、その結果、目標バ
ルブタイミングが急変する過渡運転時に、2つのバンク
で内部EGR量や新気の充填効率がアンバランスとなっ
て、トルク変動やドライバビリティの悪化等を招くとい
う問題がある。Generally, the responsiveness of the change of the actual valve timing (actual camshaft displacement angle) to the change of the target valve timing (target camshaft displacement angle), that is, the responsiveness of the valve timing control is the load torque of the intake side camshaft. As the load torque of the intake side camshafts of the two banks greatly differs, the response of valve timing control (camshaft displacement) between the two banks increases as shown in FIGS. 4 and 5A. Velocity) is greatly different, and as a result, the internal EGR amount and the charging efficiency of fresh air become unbalanced between the two banks during transient operation in which the target valve timing suddenly changes, resulting in torque fluctuation and deterioration of drivability. There's a problem.
【0044】そこで、本実施形態では、AバンクとBバ
ンクに、それぞれ、同一容量の高圧燃料ポンプ20を設
置することで、各バンクの吸気側カム軸4に高圧燃料ポ
ンプ20の負荷が均等に加わるように構成している。こ
れにより、各バンクの吸気側カム軸4の負荷トルクをほ
ぼ均等にすることができて、図5(b)に示すように、
各バンクのバルブタイミング制御の応答性を揃えること
ができ、その応答性のずれに起因する過渡運転時のトル
ク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消すること
ができる。Therefore, in the present embodiment, the high-pressure fuel pumps 20 having the same capacity are installed in the banks A and B, respectively, so that the loads of the high-pressure fuel pumps 20 on the intake side camshafts 4 of the banks are equalized. It is configured to join. As a result, the load torque of the intake side camshaft 4 of each bank can be made substantially equal, and as shown in FIG.
The responsiveness of the valve timing control of each bank can be made uniform, and problems such as torque fluctuations and drivability deterioration during transient operation due to deviations in the responsiveness can be solved.
【0045】但し、高圧燃料ポンプ20の製造ばらつき
や位相差調整装置40の製造ばらつき、或は、それらの
経時変化や運転条件等によって各バンクの吸気側カム軸
4の負荷トルクが変動して各バンクのバルブタイミング
制御の応答性が少しずれる可能性があるため、本実施形
態では、図6に示すように、各バンク毎にバルブタイミ
ング制御のゲインを独立して補正する機能(補正手段)
を持たせることで、製造ばらつきや経時変化、運転条件
等によって生じる各バンクのバルブタイミング制御の応
答性のずれを少なくできるようにしている。However, the load torque of the intake side camshaft 4 of each bank varies due to variations in the manufacture of the high-pressure fuel pump 20, variations in the manufacture of the phase difference adjusting device 40, their changes over time, operating conditions, and the like. Since the responsiveness of the valve timing control of the banks may be slightly shifted, in the present embodiment, as shown in FIG. 6, a function (correction means) for independently correcting the valve timing control gain for each bank.
By providing the above, it is possible to reduce the deviation of the responsiveness of the valve timing control of each bank caused by manufacturing variations, changes over time, operating conditions, and the like.
【0046】図6は、マイクロコンピュータ48が実行
する後述する各ルーチンによって実現される機能を表す
ブロック図である。以下、この図6を用いてバルブタイ
ミング制御の概要を説明する。FIG. 6 is a block diagram showing the functions realized by the routines, which will be described later, executed by the microcomputer 48. The outline of the valve timing control will be described below with reference to FIG.
【0047】目標変位角(目標バルブタイミング)は、
吸入空気量センサ、水温センサ、スロットル開度センサ
等のエンジン運転状態を検出する各種センサから出力さ
れる信号に基づいて演算され、AバンクもBバンクも同
じ目標変位角が用いられる。各バンクのバルブタイミン
グ制御(リニアソレノイド64の電流制御)は、PD制
御によって実行される。PD制御の比例項(P)ゲイン
は、例えばエンジン回転速度Neと作動油(エンジンオ
イル)の油温とに基づいてマップ等により算出され、同
様に、微分項(D)ゲインも、例えばエンジン回転速度
Neと油温とに基づいてマップ等により算出される。The target displacement angle (target valve timing) is
It is calculated based on signals output from various sensors such as an intake air amount sensor, a water temperature sensor, and a throttle opening sensor that detect engine operating conditions, and the same target displacement angle is used for both bank A and bank B. The valve timing control (current control of the linear solenoid 64) of each bank is executed by PD control. The proportional term (P) gain of the PD control is calculated by a map or the like based on, for example, the engine rotation speed Ne and the oil temperature of the hydraulic oil (engine oil), and similarly, the differential term (D) gain is also calculated, for example, at the engine rotation speed. It is calculated by a map or the like based on the speed Ne and the oil temperature.
【0048】各バンク毎に、目標変位角と実変位角との
偏差に比例項(P)ゲインを掛け合わせたP項補正量
と、カム軸変位速度(de/dt)に微分項(D)ゲイ
ンを掛け合わせたD項補正量とを加算して、フィードバ
ック補正量を求め、これを電流値に変換して補正電流を
求める。そして、この補正電流を保持電流に加算して、
各バンクの油圧制御弁30の制御電流を求める。For each bank, the P term correction amount obtained by multiplying the deviation between the target displacement angle and the actual displacement angle by the proportional term (P) gain, and the camshaft displacement speed (de / dt) differential term (D). The feedback correction amount is obtained by adding the D term correction amount obtained by multiplying the gain, and this is converted into a current value to obtain the correction current. Then, add this correction current to the holding current,
The control current of the hydraulic control valve 30 of each bank is calculated.
【0049】次に、上述した2つのバンクのバルブタイ
ミング制御を実行する各ルーチンの処理内容を説明す
る。Next, the processing contents of each routine for executing the above-mentioned valve timing control of the two banks will be described.
【0050】[メインルーチン]図7に示すメインルー
チンは、マイクロコンピュータ48によってエンジン運
転中に所定クランク角毎(例えば6気筒エンジンでは1
20℃A毎)に繰り返し実行される。本ルーチンが起動
されると、まず、ステップ100で、後述する図8のA
バンク制御電流算出ルーチンを実行してAバンクの制御
電流Idを算出した後、ステップ200に進み、Bバン
ク制御電流算出ルーチン(図示せず)を実行してBバン
クの制御電流を算出する。尚、Bバンク制御電流算出ル
ーチンは、以下に説明する図8のAバンク制御電流算出
ルーチンと処理内容が同じである。[Main Routine] The main routine shown in FIG. 7 is executed by the microcomputer 48 at every predetermined crank angle (for example, 1 for a 6-cylinder engine) during engine operation.
Repeatedly every 20 ° C). When this routine is started, first, in step 100, A in FIG.
After the bank control current calculation routine is executed to calculate the control current Id of the A bank, the routine proceeds to step 200, where the B bank control current calculation routine (not shown) is executed to calculate the control current of the B bank. The B bank control current calculation routine has the same processing contents as the A bank control current calculation routine of FIG. 8 described below.
【0051】[Aバンク制御電流算出ルーチン]図7に
示すメインルーチンのステップ100で、図8のAバン
ク制御電流算出ルーチンが起動されると、まずステップ
110、111で、目標変位角VTTと実変位角VTを
読み込み、次のステップ112で、両者の偏差PTを算
出する。
PT=VTT−VT[A Bank Control Current Calculation Routine] When the A bank control current calculation routine of FIG. 8 is started in step 100 of the main routine shown in FIG. 7, first, in steps 110 and 111, the target displacement angle VTT and the actual value are calculated. The displacement angle VT is read, and in the next step 112, the deviation PT between them is calculated. PT = VTT-VT
【0052】この後、ステップ113に進み、所定クラ
ンク角(サンプリング間隔)当たりの実変位角変化量D
T(カム軸変位速度に比例する情報)を算出する。
DT=VT−VT(i-1)
ここで、VT(i-1) は、前回サンプリングした実変位角
である。After that, the routine proceeds to step 113, where the actual displacement angle change amount D per predetermined crank angle (sampling interval)
T (information proportional to the camshaft displacement speed) is calculated. DT = VT-VT (i-1) where VT (i-1) is the actual displacement angle sampled last time.
【0053】そして、次のステップ114で、後述する
図10のPゲイン算出サブルーチンを実行することで、
PゲインPGを算出した後、ステップ115に進み、後
述する図11のDゲイン算出サブルーチンを実行するこ
とで、DゲインDGを算出する。Then, in the next step 114, the P gain calculation subroutine of FIG.
After calculating the P gain PG, the process proceeds to step 115, and the D gain DG is calculated by executing the D gain calculation subroutine of FIG. 11 described later.
【0054】この後、ステップ116に進み、変位角偏
差PTにPゲインPGを掛け合わせたP項補正量(PT
×PG)と、実変位角変化量DTにDゲインDGを掛け
合わせたD項補正量(DT×DG)とを加算して、フィ
ードバック補正量FDを求め、これを図9のフィードバ
ック補正量−電流値変換テーブルを用いて電流値に変換
して補正電流Ifを求める。
FD=PT×PG+DT×DG
If←FD(電流変換)After that, the routine proceeds to step 116, where the P term correction amount (PT
× PG) and the D term correction amount (DT × DG) obtained by multiplying the actual displacement angle change amount DT by the D gain DG to obtain the feedback correction amount FD, which is calculated as the feedback correction amount − The correction current If is obtained by converting the current value using the current value conversion table. FD = PT × PG + DT × DG If ← FD (current conversion)
【0055】尚、図9のフィードバック補正量−電流値
変換テーブルは、予めリニアソレノイド64の電流値と
実バルブタイミング変化速度(実カム軸変位速度)との
関係を測定し、そのデータから設定されている。The feedback correction amount-current value conversion table of FIG. 9 is set from the data obtained by previously measuring the relationship between the current value of the linear solenoid 64 and the actual valve timing change speed (actual camshaft displacement speed). ing.
【0056】この後、ステップ117に進み、補正電流
Ifを保持電流Ihに加算して、Aバンクの制御電流I
dを求める。
Id=If+IhAfter that, the routine proceeds to step 117, where the correction current If is added to the holding current Ih to obtain the control current I of the A bank.
Find d. Id = If + Ih
【0057】[Pゲイン算出サブルーチン]図8のステ
ップ114で図10のPゲイン算出サブルーチンが起動
されると、まずステップ120で、変位角偏差PTとエ
ンジン回転速度NeとをパラメータとするベースPゲイ
ンPBASのマップを検索して、現在の変位角偏差PT
とエンジン回転速度Neに応じたベースPゲインPBA
Sを算出する。このベースPゲインPBASのマップ
は、予め実験又はシミュレーション等によって作成さ
れ、マイクロコンピュータ48のROMに記憶されてい
る。[P gain calculation subroutine] When the P gain calculation subroutine of FIG. 10 is started in step 114 of FIG. 8, first, in step 120, the base P gain using the displacement angle deviation PT and the engine rotation speed Ne as parameters. Search the map of PBAS to find the current displacement angle deviation PT
And base P gain PBA according to the engine speed Ne
Calculate S. The map of the base P gain PBAS is created in advance by experiments or simulations and is stored in the ROM of the microcomputer 48.
【0058】この後、ステップ121に進み、油温をパ
ラメータとする油温補正係数PCMPのテーブルを検索
して、現在の油温に応じた油温補正係数PCMPを算出
する。この油温補正係数PCMPを用いる理由は、位相
差調整装置40の駆動力が油圧であり、油温によって作
動油の粘性が変化して位相差調整装置40自体の応答性
が変化したり、油圧リーク量が変化したりするためであ
り、また、油温に応じて変化する位相差調整装置40の
温度によって摩擦損失が変化するためである。尚、油温
補正係数PCMPのテーブルも、予め実験又はシミュレ
ーション等によって作成され、マイクロコンピュータ4
8のROMに記憶されている。After that, the routine proceeds to step 121, where the table of the oil temperature correction coefficient PCMP having the oil temperature as a parameter is searched to calculate the oil temperature correction coefficient PCMP corresponding to the current oil temperature. The reason why the oil temperature correction coefficient PCMP is used is that the driving force of the phase difference adjusting device 40 is hydraulic pressure, the viscosity of the hydraulic oil changes depending on the oil temperature, and the responsiveness of the phase difference adjusting device 40 itself changes. This is because the leak amount changes, and the friction loss changes depending on the temperature of the phase difference adjusting device 40 that changes according to the oil temperature. The table of the oil temperature correction coefficient PCMP is also created in advance by experiments, simulations, etc.
8 ROMs.
【0059】そして、次のステップ122で、ベースP
ゲインPBASに油温補正係数PCMPを掛け合わせ
て、最終的なPゲインPGを求める。
PG=PBAS×PCMPThen, in the next step 122, the base P
The final P gain PG is obtained by multiplying the gain PBAS by the oil temperature correction coefficient PCMP. PG = PBAS × PCMP
【0060】[Dゲイン算出サブルーチン]図8のステ
ップ115で図11のDゲイン算出サブルーチンが起動
されると、まずステップ130で、実変位角変化量DT
とエンジン回転速度NeとをパラメータとするベースD
ゲインDBASのマップを検索して、現在の実変位角変
化量DTとエンジン回転速度Neに応じたベースDゲイ
ンDBASを算出する。このベースDゲインDBASの
マップは、予め実験又はシミュレーション等によって作
成され、マイクロコンピュータ48のROMに記憶され
ている。[D Gain Calculation Subroutine] When the D gain calculation subroutine of FIG. 11 is started in step 115 of FIG. 8, first, in step 130, the actual displacement angle change amount DT.
D with the engine and engine speed Ne as parameters
The map of the gain DBAS is searched to calculate the base D gain DBAS corresponding to the current actual displacement angle change amount DT and the engine rotation speed Ne. The map of the base D gain DBAS is created in advance by experiments or simulations and is stored in the ROM of the microcomputer 48.
【0061】この後、ステップ131に進み、油温をパ
ラメータとする油温補正係数DCMPのテーブルを検索
して、現在の油温に応じた油温補正係数DCMPを算出
する。この油温補正係数DCMPのテーブルも、予め実
験又はシミュレーション等によって作成され、マイクロ
コンピュータ48のROMに記憶されている。After that, the routine proceeds to step 131, where the table of the oil temperature correction coefficient DCMP having the oil temperature as a parameter is searched to calculate the oil temperature correction coefficient DCMP corresponding to the current oil temperature. This oil temperature correction coefficient DCMP table is also created in advance by experiments or simulations and is stored in the ROM of the microcomputer 48.
【0062】そして、次のステップ132で、ベースD
ゲインDBASに油温補正係数DCMPを掛け合わせ
て、最終的なDゲインDGを求める。
PG=DBAS×DCMP
尚、Bバンクの制御電流についても、Aバンクの制御電
流と同様の方法で算出される。Then, in the next step 132, the base D
The final D gain DG is obtained by multiplying the gain DBAS by the oil temperature correction coefficient DCMP. PG = DBAS × DCMP Incidentally, the control current of the B bank is also calculated by the same method as the control current of the A bank.
【0063】以上説明した本実施形態では、Aバンクと
Bバンクに、それぞれ、同一容量の高圧燃料ポンプ20
を設置することで、各バンクの吸気側カム軸4に高圧燃
料ポンプ20の負荷が均等に加わるようにしたので、各
バンクの吸気側カム軸4の負荷トルクをほぼ均等にする
ことができて、図5(b)に示すように、各バンクのバ
ルブタイミング制御の応答性を揃えることができ、その
応答性のずれに起因する過渡運転時のトルク変動やドラ
イバビリティ悪化等の問題を解消することができる。In the present embodiment described above, the high-pressure fuel pumps 20 of the same capacity are respectively provided in the banks A and B.
Since the load of the high-pressure fuel pump 20 is evenly applied to the intake side camshafts 4 of each bank, the load torque of the intake side camshafts 4 of each bank can be made substantially equal. As shown in FIG. 5B, the responsiveness of valve timing control of each bank can be made uniform, and problems such as torque fluctuation during transient operation and deterioration of drivability due to deviation of the responsiveness can be solved. be able to.
【0064】この場合、各バンクの高圧燃料ポンプ20
の負荷(吐出量)は、エンジン運転中に目標燃料吐出量
に応じて変化するが、各バンクの高圧燃料ポンプ20を
各バンク毎に独立制御する必要はなく、全運転領域で各
バンクの高圧燃料ポンプ20を同じように制御すれば良
いため、各バンクの補機類(高圧燃料ポンプ20)の負
荷の釣り合い状態を全運転領域で維持することができ
て、各バンク間のバルブタイミング制御の応答性のずれ
を全運転領域で確実に少なくすることができる。In this case, the high-pressure fuel pump 20 of each bank
Load (discharging amount) changes according to the target fuel discharging amount during engine operation, but it is not necessary to control the high-pressure fuel pump 20 of each bank independently for each bank, and the high-pressure fuel pump of each bank does not need to be controlled independently. Since it suffices to control the fuel pump 20 in the same manner, it is possible to maintain the load balance state of the auxiliary machinery (high-pressure fuel pump 20) of each bank in the entire operation range, and to control the valve timing between the banks. It is possible to surely reduce the deviation of responsiveness in the entire operation region.
【0065】但し、本発明は、各バンクに同じ容量の高
圧燃料ポンプ20を設置する構成に限定されず、一方の
バンクに高圧燃料ポンプを設置し、他方のバンクに、こ
の高圧燃料ポンプとほぼ同等の負荷となる高圧燃料ポン
プ以外の補機類を設置するようにしても良く、或は、各
バンクに、ほぼ同等の負荷となる高圧燃料ポンプ以外の
補機類を設置するようにしても良い。高圧燃料ポンプ以
外の補機類としては、例えば、ブレーキブースタの負圧
を確保するためのバキュームポンプ、ウォータポンプ、
パワーステアリング用オイルポンプ等があり、これらの
補機類をカム軸で駆動するようにしても良い。However, the present invention is not limited to the configuration in which the high-pressure fuel pump 20 having the same capacity is installed in each bank, and the high-pressure fuel pump is installed in one bank and the high-pressure fuel pump is installed in the other bank. Auxiliary machinery other than the high-pressure fuel pump, which has the same load, may be installed, or auxiliary machinery other than the high-pressure fuel pump, which has substantially the same load, may be installed in each bank. good. As auxiliary machinery other than the high-pressure fuel pump, for example, a vacuum pump for securing a negative pressure of the brake booster, a water pump,
There is an oil pump for power steering, etc., and these accessories may be driven by a cam shaft.
【0066】要は、各バンクのカム軸によって駆動され
る補機類を、各バンクで補機類の負荷がほぼ均等になる
ように設置すれば良い。この際、1つのバンクについて
複数の補機類を設置して、複数の補機類の合計負荷が他
のバンクの1つの補機類の負荷(又は複数の補機類の合
計負荷)とほぼ均等になるように設置するようにしても
良い。このようにすれば、各バンクのカム軸に補機類の
負荷がほぼ均等に加わるため、各バンクのカム軸の負荷
トルクをほぼ均等にすることができて、各バンク間のバ
ルブタイミング制御の応答性のずれを少なくすることが
できる。The point is that the accessories driven by the camshafts of each bank may be installed so that the loads on the accessories in each bank are approximately equal. At this time, a plurality of auxiliaries are installed in one bank, and the total load of the plurality of auxiliaries is almost the same as the load of one auxiliaries in the other bank (or the total load of the plurality of auxiliaries). You may make it install evenly. In this way, the load of the auxiliary machinery is applied to the camshafts of each bank almost evenly, so that the load torque of the camshafts of each bank can be made almost equal, and the valve timing control of each bank can be controlled. It is possible to reduce the shift in responsiveness.
【0067】尚、前記実施形態は、本発明を吸気バルブ
のバルブタイミング制御に適用したものであるが、排気
バルブのバルブタイミング制御にも同様に適用できるこ
とは言うまでもない。また、前記実施形態では、位相差
調整装置40の動力源として油圧式アクチュエータを用
いるようにしたが、電気式アクチュエータを用いても良
いことは言うまでもない。Although the above-described embodiment applies the present invention to the valve timing control of the intake valve, it goes without saying that the present invention can also be applied to the valve timing control of the exhaust valve. In the above embodiment, the hydraulic actuator is used as the power source of the phase difference adjusting device 40, but it goes without saying that an electric actuator may be used.
【0068】その他、本発明は、V型エンジンに限定さ
れず、水平対向型エンジン等、複数のバンク(複数の気
筒群)からなる各種のエンジンに適用でき、更には、燃
料噴射方式も、筒内噴射方式に限定されず、吸気ポート
噴射方式であっても良い。In addition, the present invention is not limited to the V-type engine, but can be applied to various engines including a plurality of banks (a plurality of cylinder groups) such as a horizontally opposed engine, and the fuel injection system can be a cylinder. The injection method is not limited to the internal injection method, and may be the intake port injection method.
【図1】本発明の一実施形態を示すシステム全体の概略
構成図FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an entire system showing an embodiment of the present invention.
【図2】位相差調整装置の構成を示す断面図FIG. 2 is a sectional view showing the configuration of a phase difference adjusting device.
【図3】油圧制御弁の動作を説明する断面図FIG. 3 is a sectional view for explaining the operation of the hydraulic control valve.
【図4】実バルブタイミング変化速度とスプール位置と
の関係を示す特性図FIG. 4 is a characteristic diagram showing a relationship between an actual valve timing change speed and a spool position.
【図5】(a)は従来のAバンクとBバンクとの応答性
の違いを説明する図、(b)は本実施形態のAバンクと
Bバンクとの応答性を説明する図5A is a diagram illustrating a difference in responsiveness between a conventional A bank and a B bank, and FIG. 5B is a diagram illustrating responsiveness between the A bank and the B bank according to the present embodiment.
【図6】本実施形態の制御系の機能ブロック図FIG. 6 is a functional block diagram of a control system of this embodiment.
【図7】メインルーチンの処理の流れを示すフローチャ
ートFIG. 7 is a flowchart showing a processing flow of a main routine.
【図8】Aバンク制御電流算出ルーチンの処理の流れを
示すフローチャートFIG. 8 is a flowchart showing a processing flow of an A bank control current calculation routine.
【図9】フィードバック補正量FDを補正電流Ifに換
算するテーブルの一例を概念的に示す図FIG. 9 is a diagram conceptually showing an example of a table for converting a feedback correction amount FD into a correction current If.
【図10】Pゲイン算出サブルーチンの処理の流れを示
すフローチャートFIG. 10 is a flowchart showing a processing flow of a P gain calculation subroutine.
【図11】Dゲイン算出サブルーチンの処理の流れを示
すフローチャートFIG. 11 is a flowchart showing a processing flow of a D gain calculation subroutine.
1…エンジン(内燃機関)、2…クランク軸、4…吸気
側カム軸、5…排気側カム軸、17…油圧ピストン、2
0…高圧燃料ポンプ(補機類)、21…燃料噴射弁、2
2…進角側油圧室、28…オイルパン、29…オイルポ
ンプ、30…油圧制御弁、32…遅角側油圧室、40…
位相差調整装置(バルブタイミング調整手段)、42…
クランク位置センサ、44…カム軸位置センサ、46…
エンジン制御装置、48…マイクロコンピュータ(補正
手段)。DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine (internal combustion engine), 2 ... Crank shaft, 4 ... Intake side cam shaft, 5 ... Exhaust side cam shaft, 17 ... Hydraulic piston, 2
0 ... High-pressure fuel pump (auxiliaries), 21 ... Fuel injection valve, 2
2 ... Advance side hydraulic chamber, 28 ... Oil pan, 29 ... Oil pump, 30 ... Hydraulic control valve, 32 ... Delay side hydraulic chamber, 40 ...
Phase difference adjusting device (valve timing adjusting means), 42 ...
Crank position sensor, 44 ... Cam shaft position sensor, 46 ...
Engine control device, 48 ... Microcomputer (correction means).
Claims (4)
群毎に設けられた吸気側及び排気側のカム軸と、各気筒
群の吸気側及び排気側の少なくとも一方のカム軸の回転
位相をクランク軸の回転位相に対して進角又は遅角させ
ることで各気筒群の吸気側及び排気側の少なくとも一方
のバルブタイミングを進角又は遅角させるバルブタイミ
ング調整手段とを備えた内燃機関において、 前記複数の気筒群の各々に、各気筒群のカム軸によって
駆動される補機類を各気筒群で該補機類の負荷がほぼ均
等になるように設置したことを特徴とする内燃機関。1. A rotation phase of an intake-side and exhaust-side camshaft provided for each cylinder group of an internal combustion engine including a plurality of cylinder groups, and at least one of intake-side and exhaust-side camshafts of each cylinder group. In an internal combustion engine provided with valve timing adjusting means for advancing or retarding the valve timing of at least one of the intake side and the exhaust side of each cylinder group by advancing or retarding with respect to the rotational phase of the crankshaft. An internal combustion engine in which an auxiliary machine driven by a cam shaft of each cylinder group is installed in each of the plurality of cylinder groups such that loads of the auxiliary machines are substantially equalized in each cylinder group. .
機類は、全て同じ容量の高圧燃料ポンプであることを特
徴とする請求項1に記載の内燃機関。2. The internal combustion engine according to claim 1, wherein the accessories installed in each of the plurality of cylinder groups are high-pressure fuel pumps having the same capacity.
機類は、燃料を高圧化して吐出する高圧燃料ポンプであ
り、他の気筒群に設置された補機類は、前記高圧燃料ポ
ンプとほぼ同等の負荷となる高圧燃料ポンプ以外の補機
類であることを特徴とする請求項1に記載の内燃機関。3. An auxiliary machine installed in at least one cylinder group is a high-pressure fuel pump for boosting and discharging fuel, and an auxiliary machine installed in another cylinder group is the high-pressure fuel pump. The internal combustion engine according to claim 1, which is an auxiliary machine other than a high-pressure fuel pump that has substantially the same load.
ング調整手段の制御量を補正する補正手段を備えている
ことを特徴とする請求項1乃至3のいずれかに記載の内
燃機関。4. The internal combustion engine according to claim 1, further comprising a correcting unit that corrects a control amount of the valve timing adjusting unit for each of the plurality of cylinder groups.
Priority Applications (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2002127835A JP2003322034A (en) | 2002-04-30 | 2002-04-30 | Internal-combustion engine |
DE10256971.1A DE10256971B4 (en) | 2001-12-06 | 2002-12-05 | Valve control system |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2002127835A JP2003322034A (en) | 2002-04-30 | 2002-04-30 | Internal-combustion engine |
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Publication Number | Publication Date |
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Country | Link |
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