JP2006097539A - Variable valve timing system for engine - Google Patents
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Abstract
Description
この発明は、エンジンのバルブタイミングを自由に変更しうる可変バルブタイミング装置に関し、特に、クランクシャフトとカムシャフトの間をチェーン機構を介して動力伝達を行うように構成したエンジンの可変バルブタイミング装置に関する。 The present invention relates to a variable valve timing device that can freely change the valve timing of an engine, and more particularly to an engine variable valve timing device configured to transmit power between a crankshaft and a camshaft via a chain mechanism. .
近年、吸気効率の向上、NOX低減による排気エミッションの向上、及び内部EGRの導入に応じたポンピングロスの低減による燃費性能の向上などを目的として、吸排気弁のバルブ特性をエンジン運転状況に応じて可変とする可変バルブタイミング装置付きの車両用エンジンが実用されている。 Recently, improvement in intake efficiency, improvement of exhaust emission due to NO X reduction, and the purpose of improving the fuel efficiency by reducing pumping loss in accordance with the introduction of internal EGR, corresponding to the valve characteristics of the intake and exhaust valves in the engine operating conditions A vehicular engine with a variable valve timing device that can be made variable is in practical use.
例えば、吸気弁のバルブタイミングを変更する下記特許文献1では、アイドリング時に吸排気のオーバーラップ量が最も少ない最遅角に吸気弁を位相制御することで、エンジンに安定燃焼を行わせつつ、中回転・高負荷時等の負荷運転時には、吸排気のオーバーラップ量を様々変更するよう吸気弁の進角度合を制御することで、内部EGR量を増加させることによりポンピングロスを低減し燃費向上を図ったり、燃焼温度を抑えてNOX発生を抑え排気浄化を図ったりしている。さらに、所定の回転数を超える高回転時には、アイドリング時と同様に最遅角に位相制御することで、吸排気のオーバーラップ量をなくし、十分なエンジン出力を得るようにしている。
For example, in
ところで、クランクシャフトとカムシャフトの間をチェーン機構(ローラチェーン)を介して動力伝達を行うように構成したエンジンでは、エンジン回転数の上昇に伴いクランクシャフトのドライブスプロケットとカムシャフトのドリブンスプロケットの間(引張り側)において、チェーン張力が増大する。これはエンジン回転速度の上昇に伴いスプロケットの歯とチェーンのローラとの噛合い速度が高くなるためである。 By the way, in an engine configured to transmit power between the crankshaft and the camshaft via a chain mechanism (roller chain), the crankshaft drive sprocket and the camshaft driven sprocket are increased as the engine speed increases. On the pull side, the chain tension increases. This is because the meshing speed between the sprocket teeth and the chain roller increases as the engine speed increases.
よって、チェーンの耐久性を評価する耐久評価基準値は、エンジン回転数の上昇に伴って低下するように設定している。 Therefore, the durability evaluation reference value for evaluating the durability of the chain is set so as to decrease as the engine speed increases.
このため、チェーンの仕様の選定は、エンジンの最高回転数等からチェーンの張力値を踏まえた上で慎重に決定している。もっとも、耐張力値の高い過剰なチェーンの仕様の選定は、コストアップ、重量増加を招くため、最適な仕様を選定するのが一般である。 For this reason, the specification of the chain is carefully determined based on the chain tension value based on the maximum engine speed. However, the selection of the specification of an excessive chain with a high tensile strength value increases the cost and the weight. Therefore, the optimum specification is generally selected.
前述の可変バルブタイミング装置付きのエンジンにおいても、こうしたことを前提にチェーンの仕様を選定するが、この可変バルブタイミング装置付きのエンジンでは、特に、高回転時において、最遅角に位相制御するため、油圧ベーン式の位相可変ユニットの進角室内にオイルが無くなり、進角室を挟むカムシャフト側のロータとドリブンスプロケット側のハウジングとが所謂メタルタッチ(金属面同士が直接接触すること)状態となってしまう。 In the engine with the variable valve timing device described above, the chain specifications are selected on the premise of this. However, in the engine with the variable valve timing device, the phase is controlled to the most retarded angle, especially at a high speed. The oil is lost in the advance chamber of the hydraulic vane phase variable unit, and the camshaft-side rotor and the driven sprocket-side housing sandwiching the advance chamber are in a so-called metal touch (metal surfaces are in direct contact with each other) turn into.
このように、メタルタッチ状態となると、チェーンに対して、エンジンのトルク変動による瞬間的な大荷重が脈動的に作用することになり、チェーンの平均的な張力値が前述の耐久評価基準値よりも低くても、瞬間的に張力のピーク値が耐久評価基準値を超えるおそれが生じ、チェーンの信頼性を悪化させるという問題が生じる。 In this way, when in the metal touch state, an instantaneous large load due to engine torque fluctuations acts on the chain in a pulsating manner, and the average tension value of the chain is greater than the above-mentioned durability evaluation reference value. Even if it is low, there is a possibility that the peak value of the tension momentarily exceeds the durability evaluation reference value, resulting in a problem that the reliability of the chain is deteriorated.
この問題に対しては、チェーンの仕様を耐張力値の高いものに変更することが考えられるが、瞬間的なピーク値のためだけに耐張力値の高いものに変更することは、前述したように、コストアップ、重量増加を招くため、適切な解決手法とは言えない。 For this problem, it is conceivable to change the chain specifications to one with a high tensile strength value, but changing to a high tensile strength value only for an instantaneous peak value is as described above. In addition, it is not an appropriate solution because it increases costs and weight.
そこで、この発明は、エンジンの可変バルブタイミング装置において、チェーンの仕様を耐張力値の高いものに変更することなく、チェーンの信頼性向上を図ることができるエンジンの可変バルブタイミング装置を提供することを目的とする。 SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, the present invention provides an engine variable valve timing device capable of improving the reliability of the chain without changing the specification of the chain to one having a high tensile strength value. With the goal.
この発明のエンジンの可変バルブタイミング装置は、クランクシャフトからの駆動力を吸気カムシャフトに伝達するチェーン機構と、該チェーン機構と吸気カムシャフトの間に設けられ、吸気カムシャフトの周方向に容積が変化する進角室を有し該進角室にオイルを供給することで吸気弁の開弁位相を進角させる油圧ベーン式の位相可変機構と、少なくともエンジン回転数の情報に基づいて、該位相可変機構の進角室にオイルの供給制御を行う制御手段とを備えたエンジンの可変バルブタイミング装置であって、前記制御手段の制御領域として、前記進角室にオイルを供給せずに、該進角室の容積を最小にして吸気弁の開弁位相を最遅角に設定するアイドル制御領域と、前記進角室にオイルを供給して、少なくともエンジン回転数に応じて吸気弁の開弁位相を所定の進角値に制御する負荷制御領域と、前記進角室にオイルを供給して、所定の高回転領域で前記チェーン機構に生じる衝撃を緩和するように吸気弁の開弁位相を数度の進角値とする高回転制御領域とを含むものである。 The variable valve timing device for an engine according to the present invention is provided between a chain mechanism for transmitting a driving force from a crankshaft to an intake camshaft, and between the chain mechanism and the intake camshaft, and has a volume in a circumferential direction of the intake camshaft. Based on at least information on the engine speed, and a hydraulic vane type phase variable mechanism having a changing advance chamber and advancing the valve opening phase of the intake valve by supplying oil to the advance chamber A variable valve timing device for an engine having control means for controlling the supply of oil to the advance chamber of the variable mechanism, wherein the control means has a control region without supplying oil to the advance chamber. An idle control region in which the volume of the advance chamber is minimized and the valve opening phase of the intake valve is set to the most retarded angle, and oil is supplied to the advance chamber and suction is performed at least according to the engine speed. A load control region that controls the valve opening phase to a predetermined advance angle value, and oil is supplied to the advance angle chamber so that the shock that occurs in the chain mechanism in a predetermined high rotation region is alleviated. And a high rotation control region in which the valve opening phase has an advance value of several degrees.
上記構成によれば、アイドル制御領域では、進角室にオイルを供給せずに進角室の容積を最小にして吸気弁の開弁位相を最遅角に設定することになり、負荷制御領域では、進角室にオイルを供給して、少なくともエンジン回転数に応じて吸気弁の開弁位相を所定の進角値に制御することになり、高回転制御領域では、進角室にオイルを供給して、所定の高回転領域でチェーン機構に生じる衝撃を緩和するように、吸気弁の開弁位相を数度の進角値とすることになる。 According to the above configuration, in the idle control region, the valve opening phase of the intake valve is set to the most retarded angle by minimizing the volume of the advance chamber without supplying oil to the advance chamber. In this case, oil is supplied to the advance chamber, and the valve opening phase of the intake valve is controlled to a predetermined advance value according to at least the engine speed. In the high rotation control region, oil is supplied to the advance chamber. The intake valve opening phase is set to an advance value of several degrees so as to reduce the shock generated in the chain mechanism in the predetermined high rotation region.
すなわち、高回転制御領域において、進角室にオイルを供給することで、アイドル制御領域とは異なり、進角室が所謂メタルタッチ状態とならずオイルで充填されるため、チェーン機構に生じる衝撃を位相可変機構の進角室からリークするオイルで緩和することができるのである。 That is, by supplying oil to the advance chamber in the high rotation control region, unlike the idle control region, the advance chamber is filled with oil instead of being in a so-called metal touch state. It can be mitigated with oil leaking from the advance chamber of the phase variable mechanism.
なお、この数度の進角値とは、チェーン機構に生じる衝撃を緩和できる程度の進角値であればよく、特に限定されるものではない。 It should be noted that the advance value of several degrees is not particularly limited as long as it is an advance value that can alleviate the impact generated in the chain mechanism.
この発明の一実施態様においては、前記高回転制御領域が、第一高回転数を超えると進角室にオイルを供給せずに、進角室の容積を最小として吸気弁の開弁位相を最遅角とする第一高回転制御領域と、第一高回転数よりも高い第二高回転数を超えると進角室にオイルを供給してチェーン機構に生じる衝撃を緩和するように、吸気弁の開弁位相を数度の進角値とする第二高回転制御領域とを含むものである。 In one embodiment of the present invention, when the high rotation control region exceeds the first high rotation speed, oil is not supplied to the advance chamber and the volume of the advance chamber is minimized and the valve opening phase of the intake valve is reduced. The first high-speed control area, which is the most retarded angle, and the second high-speed higher than the first high-speed, the oil is supplied to the advance chamber to reduce the shock generated in the chain mechanism. And a second high rotation control region in which the valve opening phase of the valve is an advance value of several degrees.
上記構成によれば、第一高回転数を超える第一高回転制御領域で、進角室にオイルを供給せずに、進角室の容積を最小として吸気弁の開弁位相を最遅角とし、第一高回転数よりも高い第二高回転数を超える第二高回転領域で、進角室にオイルを供給して、チェーン機構に生じる衝撃を緩和するよう吸気弁の開弁位相を数度の進角値とすることになる。 According to the above configuration, in the first high-rotation control region exceeding the first high-rotation speed, without supplying oil to the advance chamber, the volume of the advance chamber is minimized and the valve opening phase of the intake valve is the most retarded In the second high speed region exceeding the second high speed, which is higher than the first high speed, oil is supplied to the advance chamber, and the valve opening phase of the intake valve is set so as to reduce the shock generated in the chain mechanism. It will be an advance value of several degrees.
このため、第一高回転制御領域(第一高回転数と第二高回転数の間)では、進角室がメタルタッチ状態となるもののアイドル制御領域と同様のバルブタイミングとなるため、エンジン出力を最大限高めることができる。一方、第二高回転制御領域(第二高回転数以上)では、耐久評価基準値が低下して瞬間的にチェーンの張力値が超えてしまうおそれが高くなるため、進角室にオイルを供給することでチェーンに生じる衝撃を緩和してチェーン機構の信頼性を向上することができる。 For this reason, in the first high rotation control region (between the first high rotation number and the second high rotation number), the advance angle chamber is in the metal touch state, but the valve timing is the same as that in the idle control region, so the engine output Can be maximized. On the other hand, in the second high rotation control region (second high rotation speed or higher), there is a high risk that the durability evaluation reference value will drop and the chain tension value will momentarily exceed, so oil will be supplied to the advance chamber. By doing so, the impact generated on the chain can be reduced and the reliability of the chain mechanism can be improved.
よって、高回転領域において、最大限にエンジン出力を向上しつつも、チェーン機構の信頼性を確保することができる。 Therefore, the reliability of the chain mechanism can be ensured while improving the engine output to the maximum in the high rotation region.
この発明の一実施態様においては、前記吸気カムシャフトに、燃料噴射装置の高圧燃料ポンプを駆動する駆動カムを設けたものである。 In one embodiment of the present invention, the intake camshaft is provided with a drive cam for driving a high-pressure fuel pump of a fuel injection device.
上記構成によれば、吸気カムシャフトに設けた駆動カムで燃料噴射装置の高圧燃料ポンプを駆動することになる。 According to the above configuration, the high pressure fuel pump of the fuel injection device is driven by the drive cam provided on the intake camshaft.
このため、チェーン機構には、吸気カムシャフトに高圧燃料ポンプの駆動抵抗が掛かることから大きな負荷が生じ、チェーンの張力値も大きくなるが、前述のように進角室にオイルを供給してチェーン機構に生じる衝撃を緩和しているため、チェーン機構の信頼性を確保することができる。 For this reason, a large load is generated in the chain mechanism because the driving resistance of the high-pressure fuel pump is applied to the intake camshaft, and the chain tension value also increases. However, as described above, oil is supplied to the advance chamber and the chain is increased. Since the impact generated in the mechanism is reduced, the reliability of the chain mechanism can be ensured.
よって、チェーンの仕様を耐張力値の高いものに変更しなくても、吸気カムシャフトで高圧燃料ポンプを駆動することができる。 Therefore, the high pressure fuel pump can be driven by the intake camshaft without changing the chain specification to one having a high tensile strength value.
この発明の一実施態様においては、前記高回転制御領域の吸気弁の開弁位相の数度の進角値は、前記負荷制御領域の最小の進角値よりも小さく設定したものである。 In one embodiment of the present invention, the advance value of several degrees of the valve opening phase of the intake valve in the high rotation control region is set smaller than the minimum advance value of the load control region.
上記構成によれば、高回転制御領域の吸気弁の開弁位相の進角値を負荷制御領域の最小の進角値よりも小さく設定することになる。 According to the above configuration, the advance value of the valve opening phase of the intake valve in the high rotation control region is set smaller than the minimum advance value of the load control region.
よって、エンジン性能に対する影響をできるだけ少なくした状態で、チェーン機構の信頼性を向上することができる。 Therefore, the reliability of the chain mechanism can be improved with the influence on the engine performance being reduced as much as possible.
この発明の一実施態様においては、前記高回転制御領域の吸気弁の開弁位相の数度の進角値は、エンジン負荷等によって変化しない一定値としたものである。 In one embodiment of the present invention, the advance value of several degrees of the valve opening phase of the intake valve in the high rotation control region is a constant value that does not change depending on the engine load or the like.
上記構成によれば、高回転制御領域の吸気弁の開弁位相の数度の進角値は、エンジン負荷等によって変化しないことになる。 According to the above configuration, the advance value of several degrees of the valve opening phase of the intake valve in the high rotation control region does not change depending on the engine load or the like.
よって、エンジン負荷等に応じて細かい制御を行わないため、一定圧のオイルを常時安定して進角室に供給してチェーン機構の信頼性を向上することができる。 Therefore, since fine control is not performed according to the engine load or the like, it is possible to improve the reliability of the chain mechanism by always supplying a constant pressure of oil to the advance chamber stably.
この発明によれば、高回転制御領域において、進角室にオイルを供給することで、アイドル制御領域とは異なり、進角室が所謂メタルタッチ状態とならずオイルで充填されるため、チェーン機構に生じる衝撃を緩和することができる。 According to the present invention, in the high rotation control region, by supplying oil to the advance chamber, unlike the idle control region, the advance chamber is filled with oil instead of being in a so-called metal touch state. Can reduce the impact.
したがって、エンジンの可変バルブタイミング装置において、チェーンの仕様を耐張力値の高いものに変更することなく、チェーンの信頼性向上を図ることができる。 Therefore, in the variable valve timing apparatus of the engine, the chain reliability can be improved without changing the specification of the chain to one having a high tensile strength value.
以下、図面に基づいて本発明の実施形態を詳述する。
まず、図1〜図4で本実施形態の可変バルブタイミング装置付きのエンジン1の概略について説明する。図1は、本発明の可変バルブタイミング装置を採用したエンジン1とその周辺機器を示す概略構成図、図2はそのエンジン1を上方から見た平面図、図3は図2に示すA−A線矢視断面図で油圧ベーン式の位相可変ユニットの断面図、図4は可変バルブタイミング装置により変化する開弁位相状態を説明する開弁位相図である。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
First, the outline of the
この可変バルブタイミング装置付きのエンジン1は、図1に示すように、駆動力を外部に出力するクランクシャフト11と、吸気弁(図示せず)を開閉駆動する吸気カムシャフト12と、排気弁(図示せず)を開閉駆動する排気カムシャフト13とを有し、この吸気カムシャフト12と排気カムシャフト13は、チェーン機構2を介してクランクシャフト11から駆動力を受けて回転駆動されるように構成している。
As shown in FIG. 1, the
このチェーン機構2は、クランクシャフト11に固定したドライブスプロケット20と、吸気カムシャフト12に固定した第一ドリブンスプロケット21と、排気カムシャフト13に固定した第二ドリブンスプロケット22と、これらスプロケット全てに噛合するチェーン本体23と、で構成している。なお24は、チェーン本体23の張力を調整するアイドラである。このチェーン本体23の詳細構造については、後述する。
This
また、吸気カムシャフト12と第一ドリブンスプロケット21の間には、吸気カムシャフト12の開弁位相を変更しうる油圧ベーン式の位相可変ユニット3を装着している。この位相可変ユニット3に対して作動油(オイル)を給排出することによって、吸気カムシャフト12によって駆動される吸気弁の開弁位相を進角又は遅角する。
Further, between the
次に、可変バルブタイミング装置のシステム構造は、クランクシャフト11の回転角を検出するクランク角センサ41と、吸気カムシャフト12の回転位置等を検出するカム角センサ42と、これらセンサからの情報に基づき吸気カムシャフト12の進角量や遅角量を演算して決定するECU(電子制御装置)43とを備えて構成している。また、これらセンサの他に、後述のようにエンジン1の負荷状態を検出するエアフローメータやスロットル開度センサ等の負荷検出センサ44と、エンジン1の回転数を検出する回転数検出センサ45と、エンジン1水温を検出する水温センサ46等のセンサ(図9参照)も具備している。
Next, the system structure of the variable valve timing device includes a
さらに、可変バルブタイミング装置の油路構造は、前述のECU43により駆動される油路制御弁51(スプールバルブ)と、油タンク52内の作動油をオイルポンプ53によって位相可変ユニット3に圧送する供給油通路54と、後述の進角室と連通する進角通路55と、遅角室と連通する遅角通路56と、位相可変ユニット3から油タンク52に作動油を排出する排出油通路57とから構成している。このうち、油路制御弁51のリニアソレノイド51aがデューティ駆動され、位相可変ユニット3に供給される作動油の油量が調整されることで、吸気カムシャフト12の開弁位相を変更するように構成している。なお、作動油は、供給油通路54に介装したリリーフ弁(図示せず)により、所定圧に設定されている。
Further, the oil passage structure of the variable valve timing device is a supply in which the oil passage control valve 51 (spool valve) driven by the
また、吸気カムシャフト12の第一ドリブンスプロケット21及び位相可変ユニット3を設けた端部の反対側端部(図2の右側端部)には、シリンダー筒内に直接燃料を噴射する燃料噴射装置(図示せず)の高圧燃料ポンプ6を駆動する駆動カム61を設けている。
Further, a fuel injection device that directly injects fuel into the cylinder cylinder at the opposite end (the right end in FIG. 2) of the
このように駆動カム61を設けたことにより、この吸気カムシャフト12は、通常の吸気カムシャフト12よりも駆動抵抗が大きくなり、吸気カムシャフト12を駆動するチェーン機構2には大きな張力が掛かる構造となっている。
By providing the
次に、図3で油圧ベーン式の位相可変ユニット3の内部構造について説明する。
まず、吸気カムシャフト12の軸方向端部の外周に、位相可変ユニット3の円筒状のロータ31を吸気カムシャフト12と一体回転するように連結固定し、さらにその外周側に、外嵌合状態で組み合わす円筒状のケーシング32を設けている。この円筒状のケーシング32と円筒状のロータ31は、吸気カムシャフト12の周方向に相対的に回動可能となるように配置しており、さらに、このケーシング32に対しては、前述の第一ドリブンスプロケット21を一体回転するように固定している。
Next, the internal structure of the hydraulic vane phase
First, the
前述の円筒状のロータ31は、円筒状のロータ本体部31aとその外周面から径方向外方に突出する4つのベーン31b…とからなり、中心部を貫通するボルト33で吸気カムシャフト12に固定されることで、吸気カムシャフト12と一体に回転するように構成している。
The above-described
前述のケーシング32は、薄肉の円筒状のケーシング本体部32aとその内周面から径方向内方に突出する4つの突出壁部32b…からなり、この突出壁部32b…を前記ロータ31のベーン31b…と周方向に交互に並ぶように配置している。この突出壁部32b…には、それぞれ吸気カムシャフト12の軸線方向に延びるように貫通孔を形成し、この各貫通孔にそれぞれ挿通する4つのボルト34…によって、ケーシング32とその蓋部材(図示せず)を第一ドリブンスプロケット21に締結固定している。
The
前記ロータ31の各ベーン31b…の先端部は、ケーシング32の内周面に摺接しており、同様に、ケーシング32の各突出壁部32b…の先端部も、ロータ31の本体部外周面に摺接している。そして、これらのベーン31b…又は突出壁部32b…の各先端部にそれぞれオイルシール35…を配設することで、このベーン31b…と突出壁部32b…の間に、吸気カムシャフト12軸線の周方向に並ぶ8つの受圧室36、37…を区画している。
The tip of each
そして、前記8つの受圧室のうち、ロータ31の各ベーン31b…に対し吸気カムシャフト12の回転方向(図3で矢印で示す方向)に位置づけられた4つの受圧室を、遅角室36として構成している。この遅角室36に前述の遅角通路56を連通し、この遅角室36にオイルを供給することで、ロータ31がケーシング32に対し吸気カムシャフト12の回転方向と反対側に回動され、吸気弁の開弁位相が遅角側に変更されるようになっている。
Among the eight pressure receiving chambers, four pressure receiving chambers positioned in the rotation direction of the intake camshaft 12 (the direction indicated by the arrow in FIG. 3) with respect to the
一方、前記ロータ31の各ベーン31b…に対して前記遅角室36の反対側に位置づけられた4つの受圧室を、進角室37として構成している。この進角室37に前述の進角通路55(図1参照)に連通し、この進角室37にオイルを供給することで、ロータ31がケーシング32に対し吸気カムシャフト12の回転方向と同じ側に回動され、これにより吸気弁の開弁位相が進角側に変更されるようになっている。
On the other hand, four pressure receiving chambers positioned on the opposite side of the
なお、この4つの進角室37の内、2つの進角室37(図3で上部と下部との進角室)は、最遅角位置(図3に示す位置)で、ほとんど内部容積がなく、ベーン31bと突出壁部32bの側面が直接当接する所謂メタルタッチ状態となっている。このように、最遅角位置をメタルタッチ状態となることで、確実に最遅角の位置が規定される。
Of these four
図4は、吸気弁と排気弁の開弁位相を示した図である。
この図から分かるように位相可変ユニット3によって、吸気弁の開弁位相を進角方向(矢印で示す方向)に変更すると、排気弁の開弁期間と吸気弁の開弁期間(一点鎖線で示す)がオーバーラップすることになる。こうして排気弁と吸気弁の開弁期間をオーバーラップさせると、エンジン燃焼時の内部EGR量を増加させることが可能になり、ポンピングロスを低減して燃費向上を図ることができる。また、燃焼温度も抑えることができるため、NOX発生を抑えて排気浄化を図ることもできる。
FIG. 4 is a diagram showing the valve opening phases of the intake valve and the exhaust valve.
As can be seen from this figure, when the valve opening phase of the intake valve is changed in the advance direction (direction indicated by the arrow) by the phase
他方、位相可変ユニット3によって吸気弁の開弁位相を遅角方向に変更すると、排気弁の開弁期間と吸気弁の開弁期間(実線で示す)がオーバーラップしないため、アイドル運転時には安定燃焼を確保することができ、また、高回転運転時にはエンジン出力を向上することができる。
On the other hand, if the valve opening phase of the intake valve is changed in the retarded direction by the phase
このように、位相可変ユニット3によって吸気弁の開弁位相を変更することで、エンジン1の様々な運転状態に応じて、適切な燃焼状態を得ることができる。
In this way, by changing the valve opening phase of the intake valve by the phase
次に、本実施形態の可変バルブタイミング装置の詳細構造について、図5〜図11に基づき説明する。 Next, the detailed structure of the variable valve timing device of the present embodiment will be described with reference to FIGS.
図5〜図7は、チェーン機構2の詳細構造図、図8はエンジン回転数に応じたチェーン張力と耐久評価基準値を示すグラフ、図9は本実施形態の制御ブロック図、図10は本実施形態の制御フローチャート、図11は本実施形態の制御マップ図である。
5 to 7 are detailed structural views of the
本実施形態のエンジン1は、前述のようにチェーン機構2を介してクランクシャフト11の駆動力を吸気カムシャフト12と排気カムシャフト13に伝達するように構成している。よって、チェーン機構2には、長期間破損せずに駆動力を伝達できるように耐久性が求められる。
The
チェーン機構2のチェーン本体23は、所謂ローラチェーンであり、図5〜図7に示すように、第一ドリブンスプロケット21等のスプロケットの歯に噛合する複数のローラ231…(図6、図7参照)と、隣り合う二つのローラ231を連結するローラリンク232と、ローラ231…内を貫通する複数のピン233…と、ローラリンク232と互い違いに配置され隣り合う二つのピン233を連結するピンリンク234と、ピンとローラ231…の間に配置したブッシュ235とで構成している。なお236は、ピン233とローラ231を固定する固定ピンである。
The chain
このチェーン本体23の仕様は、ローラリンクやピンリンクの板厚t等(図7参照)によって規定されているが、この板厚tが、大きければ大きい程、張力に対する受圧面が大きくなり、チェーン本体23の耐久評価基準値も高まり信頼性が上がる。
The specification of the
しかしながら、板厚tが大きい仕様のものは、コストが高く、また重量も増加するため、生産コストを高めてしまい、エンジン1の燃費も悪化させるという問題がある。
However, the specification with a large plate thickness t has a problem that the cost is high and the weight is increased, so that the production cost is increased and the fuel consumption of the
そこで、一般にエンジン出力等を考慮して最適な仕様のチェーン本体23を選定することになる。
Therefore, in general, the
もっとも、この選定にあっては、そのエンジン1の最高回転数を考慮する必要がある。すなわち、図8に示すように、チェーン本体23の張力値はエンジン回転数の上昇に伴い増加し、一方、チェーン本体23の耐久評価基準値は回転数上昇に伴い減少するからである。なお、ここでチェーン本体23の張力値が増加するのは、回転数上昇によりスプロケット20,21,22の歯とチェーン本体23のローラ231…との噛合い速度が高まるためである。
However, in this selection, it is necessary to consider the maximum engine speed of the
そこで、チェーン本体23の選定は、さらに、そのエンジン1の最高回転数を考慮した上で行うことになる。
Therefore, the
加えて、本実施形態のような可変バルブタイミング装置付きのエンジン1の場合には、図8に示すように、高回転領域においては、チェーン本体23の張力値(平均値)と評価基準値とが最も近接した状態となり、進角室37がメタルタッチ状態であることによる衝撃荷重大の範囲がある。すなわち、進角室37がメタルタッチ状態であると、エンジン1のトルク変動による瞬間的な大荷重が、直接チェーン本体23に脈動的に作用して、衝撃荷重が大きくなるのである。
In addition, in the case of the
このように、衝撃荷重が大きくなると、瞬間的に張力のピーク値がチェーン本体23の耐久評価基準値を超えるおそれが生じ、チェーン機構2の信頼性を悪化させるという問題がある。
As described above, when the impact load increases, there is a possibility that the peak value of the tension momentarily exceeds the durability evaluation reference value of the
そこで、本実施形態では、可変バルブタイミング装置を利用して、このチェーン機構2の信頼性悪化を防止している。すなわち、高回転領域で、位相可変ユニット3の進角室37に作動油を供給することで、位相可変ユニット3を緩衝機構として機能させ、チェーン本体23へ衝撃荷重が作用しにくくしているのである。なお、この理由については、後述する。
Therefore, in this embodiment, the variable valve timing device is used to prevent the reliability of the
図9の本実施形態の制御ブロック及び図10の本実施形態の制御フローチャートにより、この瞬間的な衝撃荷重を緩和する制御方法について説明する。 A control method for relieving the instantaneous impact load will be described with reference to the control block of the present embodiment in FIG. 9 and the control flowchart of the present embodiment in FIG.
本実施形態の可変バルブタイミング装置は、前述のように入力手段としてエンジン負荷を検出する負荷検出センサ44と、エンジン回転数を検出する回転数検出センサ45と、クランクシャフト11の回転角を検出するクランク角センサ41と、カムシャフトの回転角を検出するカム角センサ42と、エンジン水温を検出する水温センサ46とを備えている。そして、これらセンサから得られたデータを演算して所定の制御信号を出力する演算手段としてのECU43を備えており、加えて、このECU43から出力された制御信号により制御される出力手段としての油路制御弁51と燃料噴射装置60とを備えている。
As described above, the variable valve timing device of the present embodiment detects the engine load as the input means, the load detection sensor 44 that detects the engine load, the rotation
まず、ECU43は、図10に示すように、S1で前述の各センサからデータを読み取る。
First, as shown in FIG. 10, the
次に、S2でエンジン回転数等からアイドル制御領域かを判断する。アイドル制御領域であると判断した場合には、S3に移行して、油路制御弁51を最遅角に位相制御する。すなわち、吸気弁の開弁位相を最遅角にしてオーバーラップ量をなくし、アイドル運転時の安定燃焼を確保しているのである。
Next, in S2, it is determined whether the engine is in the idle control region from the engine speed or the like. If it is determined that it is in the idle control region, the process proceeds to S3, and the oil path control
一方、S2でアイドル制御領域でないと判断した場合には、S4に移行して第一高回転制御領域かを判断する。このS4で第一高回転領域であると判断した場合には、前述のS2と同様にS3に移行して、油路制御弁51を最遅角に位相制御する。この場合の最遅角の位相制御は、高回転領域でエンジン出力を最大限高めるための制御である。
On the other hand, if it is determined in S2 that the region is not the idle control region, the process proceeds to S4 to determine whether the region is the first high rotation control region. If it is determined in S4 that the region is the first high rotation region, the flow proceeds to S3 as in S2 described above, and the oil
S4で第一高回転領域でないと判断した場合には、S5でその第一高回転領域よりもさらに高い回転域の第二高回転領域かを判断する。このS5で第二高回転領域であると判断した場合には、S6に移行して所定の進角値、例えば4°の進角で油路制御弁51を位相制御する。このように第二高回転領域において所定の進角値に位相制御することで、前述した瞬間的な衝撃荷重を緩和するのである。
If it is determined in S4 that the region is not the first high rotation region, it is determined in S5 whether the second high rotation region is a higher rotation region than the first high rotation region. If it is determined in S5 that it is the second high rotation region, the flow proceeds to S6 and the oil
すなわち、第二高回転領域においては、位相可変ユニット3の進角室37に作動油を僅かに供給することで、進角室37をメタルタッチ状態でないオイル充填状態として、衝撃荷重を緩和しているのである。
That is, in the second high rotation region, by slightly supplying hydraulic oil to the
なお、作動油は、非圧縮性流体であるものの、進角室37から僅かなリークが生じたり、又進角室37が進角通路55と連通し進角通路55でも圧力を受けるため、位相可変ユニット3の進角室37は、衝撃荷重に対して減衰力を生じさせることができる。
Although the hydraulic oil is an incompressible fluid, a slight leak occurs from the
S5で第二高回転領域でないと判断した場合には、S7に移行して、エンジン回転数やエンジン負荷に応じた進角値で位相制御することになる。この位相制御は通常の可変バルブタイミング装置で行う一般的なエンジン負荷状態における位相制御であり、詳細な説明は省略する。 If it is determined in S5 that it is not the second high rotation region, the process proceeds to S7, and phase control is performed with an advance value corresponding to the engine speed and the engine load. This phase control is a phase control in a general engine load state performed by a normal variable valve timing device, and detailed description thereof is omitted.
こうして、最後にリターンに移行して、以上の制御フローを再度繰り返して行うことで、可変バルブタイミング装置の制御を行う。 In this way, the process finally proceeds to return, and the above control flow is repeated again to control the variable valve timing device.
本実施形態の可変バルブタイミング装置で制御を行う場合の開弁位相の進角値は、図11の制御マップ図のようになる。 The advance value of the valve opening phase when the control is performed by the variable valve timing device of the present embodiment is as shown in the control map diagram of FIG.
この制御マップ図は、横軸をエンジン回転数として、縦軸をエンジン負荷としたもので、このエンジン回転数とエンジン負荷で決定される領域で開弁位相の進角値を設定している。領域内部に記載した数値が進角値の度数である。 In this control map, the horizontal axis is the engine speed and the vertical axis is the engine load, and the advance value of the valve opening phase is set in a region determined by the engine speed and the engine load. The numerical value described in the area is the degree of the advance value.
この制御マップ図から分かるように、アイドル回転数の近傍領域では、0°となっており、最遅角に位相制御するアイドル制御領域となっている。また低負荷の領域でも0°と最遅角となっており、エンジン1を空吹かしした状態では吸気弁の開弁位相を変化させないようにしている。
As can be seen from this control map, the region near the idle speed is 0 °, which is an idle control region for phase control at the most retarded angle. Further, even in a low load region, the most retarded angle is 0 °, and the valve opening phase of the intake valve is not changed when the
さらに、第一高回転数H1以上でも0°となっており、高回転制御領域で最遅角に位相制御する第一高回転制御領域となっている。 Further, even when the rotation speed is equal to or higher than the first high rotation speed H1, it is 0 °, which is the first high rotation control region in which the phase is controlled to the most retarded angle in the high rotation control region.
もっとも、第二高回転数H2以上では4°となっており、高回転制御領域で僅かに進角させる第二高回転制御領域となっている。このように、第二高回転数H2以上の高回転で僅かに進角させることで、前述のように位相可変ユニット3を緩衝機構として機能させることができる。
However, it is 4 ° at the second high rotation speed H2 or more, which is a second high rotation control region in which the advance angle is slightly advanced in the high rotation control region. Thus, the phase
また、この第二高回転制御領域の進角値は、4°であるが、エンジン1の負荷状態によって進角させる進角値の最小値の5°よりも小さな値で設定している。このため、第二高回制御領域で吸気弁の開弁期間を進角したとしても、エンジン1の運転性能にほとんど影響がない状態で位相可変ユニット3を緩衝機構として機能させることができる。
The advance value of the second high rotation control region is 4 °, but is set to a value smaller than 5 ° which is the minimum value of the advance value to be advanced according to the load state of the
さらに、この第二高回転制御領域の進角値は、負荷に応じて変化するのではなく、常時一定値の4°に設定している。これにより、エンジン負荷に応じて細かい制御を行わないため、一定圧の作動油を常時安定した進角制御を行うことができる。 Further, the advance value of the second high rotation control region does not change according to the load, but is always set to a constant value of 4 °. Thereby, since fine control is not performed according to the engine load, it is possible to always perform stable advance angle control of a constant pressure of hydraulic oil.
なお、中回転領域のエンジン負荷状態では、エンジン負荷の増加等に応じて進角値を5°〜30°と大きくする負荷制御領域となっている。この負荷制御領域では、従来の可変バルブタイミング装置で行う制御を行っており詳細な説明は省略する。 Note that, in the engine load state in the middle rotation region, a load control region in which the advance value is increased to 5 ° to 30 ° in accordance with an increase in the engine load or the like. In this load control region, control performed by a conventional variable valve timing device is performed, and detailed description thereof is omitted.
次に、以上のように構成した本実施形態の作用及び効果について詳述する。
この実施形態によるエンジン1の可変バルブタイミング装置は、クランクシャフト11からの駆動力を吸気カムシャフト12に伝達するチェーン機構2と、該チェーン機構2と吸気カムシャフト12の間に設けられ、吸気カムシャフト12の周方向に容積が変化する進角室37を有し該進角室37に作動油を供給することで吸気弁の開弁位相を進角させる油圧ベーン式の位相可変ユニット3と、少なくともエンジン回転数の情報に基づいて、該位相可変ユニット3の進角室37に作動油の供給制御を行うECU43とを備えたエンジン1の可変バルブタイミング装置であって、前記ECU43の制御領域として、前記進角室37に作動油を供給せずに、該進角室37の容積を最小にして吸気弁の開弁位相を最遅角に設定するアイドル制御領域と、前記進角室37に作動油を供給して、少なくともエンジン回転数に応じて吸気弁の開弁位相を所定の進角値に制御する負荷制御領域と、前記進角室37に作動油を供給して、所定の高回転領域で前記チェーン機構2に生じる衝撃を緩和するように吸気弁の開弁位相を4°の進角値とする第二高回転制御領域とを含むものである。
Next, the operation and effect of the present embodiment configured as described above will be described in detail.
The variable valve timing device of the
上記構成によれば、アイドル制御領域では、進角室37に作動油を供給せずに進角室37の容積を最小にして吸気弁の開弁位相を最遅角に設定することになり、負荷制御領域では、進角室37に作動油を供給して、少なくともエンジン回転数に応じて吸気弁の開弁位相を所定の進角値に制御することになり、第二高回転制御領域では、進角室37に作動油を供給して、所定の高回転領域でチェーン機構2に生じる衝撃を緩和するように吸気弁の開弁位相を4°の進角値とすることになる。
According to the above configuration, in the idle control region, the volume of the
すなわち、第二高回転制御領域において、進角室37に作動油を供給することで、アイドル制御領域とは異なり、進角室37が所謂メタルタッチ状態とならず、作動油で充填されるため、チェーン機構2に生じる衝撃を、位相可変ユニット3の進角室37からリークする作動油で緩和することができるのである。
That is, by supplying hydraulic oil to the
したがって、エンジン1の可変バルブタイミング装置において、チェーン本体23の仕様を耐張力値の高いものに変更することなく、チェーン機構2の信頼性向上を図ることができる。
Therefore, in the variable valve timing device of the
なお、この実施形態では、吸気カムシャフト12のみに位相可変ユニット3を設けたエンジンで説明したが、排気カムシャフト13にも位相可変ユニット3を設けたエンジンで実施してもよい。
In this embodiment, the engine in which the phase
また、進角値も4°に限定されるものではなく、僅かな進角値であれば、1〜5°の進角値であってもよい。 Further, the advance value is not limited to 4 °, and may be an advance value of 1 to 5 ° as long as it is a slight advance value.
また、この実施形態では、制御領域として、第一高回転数H1を超えると進角室37に作動油を供給せずに、進角室37の容積を最小として吸気弁の開弁位相を最遅角とする第一高回転制御領域と、第一高回転数H1よりも高い第二高回転数H2を超えると、前述のように、進角室37に作動油を供給してチェーン機構2に生じる衝撃を緩和するように吸気弁の開弁位相を4°の進角値とする第二高回転制御領域とを含むものである。
Further, in this embodiment, when the first high rotational speed H1 is exceeded, the hydraulic oil is not supplied to the
上記構成によれば、第一高回転数H1を超える第一高回転制御領域で、進角室37に作動油を供給せずに、進角室37の容積を最小として吸気弁の開弁位相を最遅角とし、第一高回転数H1よりも高い第二高回転数H2を超える第二高回転領域で、進角室37に作動油を供給して、チェーン機構2に生じる衝撃を緩和するよう吸気弁の開弁位相を4°の進角値とすることになる。
According to the above configuration, the valve opening phase of the intake valve is set so that the volume of the
このため、第一高回転制御領域(第一高回転数H1と第二高回転数H2の間)では、進角室37がメタルタッチ状態となるものの、アイドル制御領域と同様のバルブタイミングとなるため、エンジン出力を最大限高めることができる。一方、第二高回転制御領域(第二高回転数H2以上)では、耐久評価基準値が低下し瞬間的にチェーン本体の張力値が超えてしまうおそれが高くなるため、進角室37に作動油を供給することでチェーン本体23に生じる衝撃を緩和してチェーン機構2の信頼性を向上することができる。
For this reason, in the first high rotation speed control region (between the first high rotation speed H1 and the second high rotation speed H2), the
よって、高回転領域において、最大限にエンジン出力を向上しつつも、チェーン機構2の信頼性を確保することができる。
Therefore, the reliability of the
また、この実施形態では、前記吸気カムシャフト12に、燃料噴射装置の高圧燃料ポンプ6を駆動する駆動カム61を設けたものである。
In this embodiment, the
上記構成によれば、吸気カムシャフト12に設けた駆動カム61で燃料噴射装置の高圧燃料ポンプ6を駆動することになる。
According to the above configuration, the
このため、吸気カムシャフト12には、高圧燃料ポンプ6の駆動抵抗が大きく掛かり、チェーン機構2に対する負荷が大きくなりチェーン本体23の張力値も大きくなるが、前述のように進角室37に作動油を供給してチェーン機構2に生じる衝撃を緩和しているため、チェーン機構2の信頼性を確保することができる。
For this reason, the drive resistance of the high-pressure fuel pump 6 is greatly applied to the
よって、チェーン本体23の仕様を耐張力値の高いものに変更しなくても、吸気カムシャフト12で高圧燃料ポンプ6を駆動することができる。
Therefore, the high pressure fuel pump 6 can be driven by the
また、この実施形態では、第二高回転制御領域の吸気弁の開弁位相の進角値4°として、前記負荷制御領域の最小の進角値である5°より小さく設定したものである。
In this embodiment, the
上記構成によれば、第二高回転制御領域の吸気弁の開弁位相の進角値を負荷制御領域の最小の進角値よりも小さく設定することになる。 According to the above configuration, the advance value of the valve opening phase of the intake valve in the second high rotation control region is set smaller than the minimum advance value of the load control region.
よって、エンジン性能に対する影響をできるだけ少なくした状態で、チェーン機構2の信頼性を向上することができる。
Therefore, the reliability of the
また、この実施形態では、第二高回転制御領域の吸気弁の開弁位相の進角値は、エンジン負荷等によって変化しない一定値の4°としたものである。 Further, in this embodiment, the advance value of the valve opening phase of the intake valve in the second high rotation control region is a constant value of 4 ° that does not change depending on the engine load or the like.
上記構成によれば、高回転制御領域の吸気弁の開弁位相の進角値は、エンジン負荷等によって変化しないことになる。 According to the above configuration, the advance value of the valve opening phase of the intake valve in the high rotation control region is not changed by the engine load or the like.
よって、エンジン負荷に応じて細かい制御を行わないため、一定圧の作動油を常時安定して進角室37に供給してチェーン機構2の信頼性を向上することができる。
Therefore, since fine control is not performed according to the engine load, it is possible to constantly supply the hydraulic oil having a constant pressure to the
以上、この発明の構成と、前述の実施形態との対応において、
この発明の位相可変機構は、実施形態の位相可変ユニット3に対応し、
以下同様に、
制御手段は、ECU43に対応するも、
この発明は、前述の実施形態の構成のみに限定されるものではなく、様々な可変バルブタイミング装置に適用する実施形態を含むものである。
As described above, in the correspondence between the configuration of the present invention and the above-described embodiment,
The phase variable mechanism of the present invention corresponds to the phase
Similarly,
The control means corresponds to the
The present invention is not limited to the configuration of the above-described embodiment, but includes embodiments applied to various variable valve timing devices.
1…エンジン
2…チェーン機構
23…チェーン本体
3…位相可変ユニット(位相可変機構)
37…進角室
43…制御手段
DESCRIPTION OF
37 ...
Claims (5)
前記制御手段の制御領域として、
前記進角室にオイルを供給せずに、該進角室の容積を最小にして吸気弁の開弁位相を最遅角に設定するアイドル制御領域と、
前記進角室にオイルを供給して、少なくともエンジン回転数に応じて吸気弁の開弁位相を所定の進角値に制御する負荷制御領域と、
前記進角室にオイルを供給して、所定の高回転領域で前記チェーン機構に生じる衝撃を緩和するように吸気弁の開弁位相を数度の進角値とする高回転制御領域とを含む
エンジンの可変バルブタイミング装置。 A chain mechanism that transmits driving force from the crankshaft to the intake camshaft, and an advance chamber that is provided between the chain mechanism and the intake camshaft and whose volume changes in the circumferential direction of the intake camshaft. Hydraulic vane phase variable mechanism that advances the valve opening phase of the intake valve by supplying oil to the chamber, and oil supply control to the advance chamber of the phase variable mechanism based on at least information on the engine speed An engine variable valve timing device comprising:
As a control area of the control means,
An idle control region that sets the valve opening phase of the intake valve to the most retarded angle by minimizing the volume of the advance chamber without supplying oil to the advance chamber;
A load control region for supplying oil to the advance chamber and controlling the valve opening phase of the intake valve to a predetermined advance value according to at least the engine speed;
A high rotation control region in which oil is supplied to the advance chamber and the opening phase of the intake valve is set to an advance value of several degrees so as to mitigate an impact generated in the chain mechanism in a predetermined high rotation region Variable valve timing device for the engine.
第一高回転数よりも高い第二高回転数を超えると進角室にオイルを供給してチェーン機構に生じる衝撃を緩和するように吸気弁の開弁位相を数度の進角値とする第二高回転制御領域とを含む
請求項1記載のエンジンの可変バルブタイミング装置。 When the high rotation control region exceeds the first high rotation speed, oil is not supplied to the advance chamber, and the volume of the advance chamber is minimized and the valve opening phase of the intake valve is set to the most retarded angle. A control area;
When the second high rotation speed higher than the first high rotation speed is exceeded, oil is supplied to the advance chamber and the opening phase of the intake valve is set to an advance value of several degrees so as to alleviate the impact generated in the chain mechanism. The variable valve timing device for an engine according to claim 1, further comprising a second high rotation control region.
請求項1又は2記載のエンジンの可変バルブタイミング装置。 The variable valve timing device for an engine according to claim 1 or 2, wherein a drive cam for driving a high-pressure fuel pump of a fuel injection device is provided on the intake camshaft.
請求項1〜3記載のエンジンの可変バルブタイミング装置。 4. The variable valve timing device for an engine according to claim 1, wherein an advance value of several degrees of the valve opening phase of the intake valve in the high rotation control region is set smaller than a minimum advance value of the load control region.
請求項1〜4記載のエンジンの可変バルブタイミング装置。
5. The variable valve timing apparatus for an engine according to claim 1, wherein an advance value of several degrees of the valve opening phase of the intake valve in the high rotation control region is a constant value that does not change depending on an engine load or the like.
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