JP2009162087A

JP2009162087A - エンジンの可変バルブタイミング装置

Info

Publication number: JP2009162087A
Application number: JP2007340974A
Authority: JP
Inventors: 達也 ▲高▼籏; Tatsuya Takahata; Akihiro Noda; 明裕野田
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2007-12-28
Filing date: 2007-12-28
Publication date: 2009-07-23

Abstract

【課題】排気側のカム軸のリターンスプリングによるトルクをより小さく設定しながら、ハンチングの増大を防止す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。
【解決手段】排気側のカム軸に設けられ、クランク軸からの動力を前記カム軸に伝達する一方、前記クランク軸に対する前記カム軸の位相を変更可能な油圧式位相可変ユニットと、前記油圧式位相可変ユニットの進角用油圧室及び遅角用油圧室への作動油の給排を制御する制御弁と、前記制御弁を制御する制御手段と、前記油圧式位相可変ユニットに設けられ、前記カム軸を進角方向に常時付勢するリターンスプリングと、を備えたエンジンの可変バルブタイミング装置において、前記制御手段は、前記カム軸を最進角位置と最遅角位置との間の中間位置に維持する場合に、前記進角用油圧室及び前記遅角用油圧室への作動油の供給が交互に繰り返し行われるように前記制御弁を制御することを特徴とする。
【選択図】図５

Description

本発明はエンジンの可変バルブタイミング装置に関する。

エンジンの効率を改善する方法として、ピストンが上死点付近にある場合に、吸排気バルブを共に開放するオーバーラップ期間を設ける方法が提案されている。オーバーラップ期間を広くと、高負荷時における吸気充填効率の向上等の利点があるが、低負荷時においてはエンジンの回転が不安定となる場合がある。そこで、吸排気バルブの開閉タイミングを可変とする可変バルブタイミング装置を設け、エンジンの運転領域に応じて吸排気バルブの開閉タイミングを制御することが提案されている。

吸排気バルブの開閉タイミングを連続的に可変とする油圧式の可変バルブタイミング装置は、一般に、クランク軸からの動力伝達を受けるケースと、ケース内に収容され、カム軸に固定されたロータと、を備え、ケースとロータとの間に進角用油圧室、遅角用油圧室が形成されて、これらに作動油を給排することで、クランク軸に対するカム軸の位相を変化させている。そして、吸排気バルブの開閉タイミングの選択肢を増加させるべく、このような可変バルブタイミング装置を、吸気側のカム軸のみならず、排気側のカム軸にも設けたエンジンが普及しつつある。

ここで、一般には、吸排気バルブには、これを閉方向に常時付勢するバルブ用リターンスプリングが設けられており、このバルブ用リターンスプリングの反力により、カム軸には遅角方向のトルクが常時作用している。このため、排気側のカム軸に可変バルブタイミング装置を設けた場合、エンジンの停止状態においては、作動油の油圧が働かないため、排気側のカム軸が遅角方向に自然に回転してしまう場合がある。その結果、オーバーラップ期間が自然に増大してエンジンの始動性が悪化する場合がある。

そこで、排気側の可変バルブタイミング装置には、カム軸を常時進角方向に付勢するカム軸用リターンスプリングを設けることが提案されている（例えば、特許文献１）。カム軸用リターンスプリングを設けることで、排気側のカム軸が遅角方向に自然に回転してしまうことが防止され、オーバーラップ期間が自然に増大することを防止することができる。

特開２００４−１６２６３９号公報

カム軸用リターンスプリングによるトルクは、排気側のカム軸が遅角方向に自然に回転してしまうことをより確実に防止するため、バルブ用リターンスプリングによりカム軸に作用するトルクよりも大きなトルクをカム軸に作用するように設定される。しかし、エンジンの運転状態によっては、カム軸の平均トルクとカム軸用リターンスプリングによりカム軸に作用するトルクとが釣り合ってしまう場合がある。例えば、排気側のカム軸に燃料供給ポンプのような負荷が変動する補機が連結されている場合、バルブ用リターンスプリングと補機によりカム軸に作用するトルクと、カム軸用リターンスプリングによりカム軸に作用するトルクとが釣り合ってしまう場合がある。

カム軸を最進角位置と最遅角位置との間の中間位置に維持する場合にこのような釣り合いが生じると、可変バルブタイミング装置の進角用油圧室及び遅角用油圧室の油圧を均衡させるために、これらの油圧室への作動油の給排を停止するよう制御弁が制御される。しかし、バルブ用リターンスプリングからカム軸に作用するトルクは、カム軸の回転により周期的に変動し、かつ、制御弁から進角用油圧室及び遅角用油圧室へ至る油路において作動油の漏れがあることから、進角用油圧室及び遅角用油圧室は作動油が徐々に抜けてエアを吸い込むことになり、ロータのハンチングが増大する場合がある。ロータのハンチングが増大すると、エンジン性能の低下や可変バルブタイミング装置の故障を招くことになる。

このようなハンチングの増大を防止する対策として、カム軸用リターンスプリングによるトルクをより大きく設定し、カム軸のトルクに対してカム軸用リターンスプリングによりカム軸に作用するトルクが常に大きくなるようにすることも考えられる。この場合、カム軸を中間位置に維持する場合には、遅角用油圧室内の油圧を進角用油圧室内の油圧よりも高くなるように制御することになり、遅角用油圧室へ作動油が供給されることから、ハンチングの増大を防止できる。

しかし、この対策ではカム軸の位相を遅角方向に変更する場合に必要とされる油圧が高くなる。このため、油圧が低下するエンジンの低回転時においては遅角方向への位相変更が困難となり、これを行うためにはオイルポンプの容量を増大しなければならないという問題がある。

本発明の目的は、排気側のカム軸のリターンスプリングによるトルクをより小さく設定しながら、ハンチングの増大を防止す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にある。

本発明によれば、排気側のカム軸に設けられ、クランク軸からの動力を前記カム軸に伝達する一方、前記クランク軸に対する前記カム軸の位相を変更可能な油圧式位相可変ユニットと、前記油圧式位相可変ユニットの進角用油圧室及び遅角用油圧室への作動油の給排を制御する制御弁と、前記制御弁を制御する制御手段と、前記油圧式位相可変ユニットに設けられ、前記カム軸を進角方向に常時付勢するリターンスプリングと、を備えたエンジンの可変バルブタイミング装置において、前記制御手段は、前記カム軸を最進角位置と最遅角位置との間の中間位置に維持する場合に、前記進角用油圧室及び前記遅角用油圧室への作動油の供給が交互に繰り返し行われるように前記制御弁を制御することを特徴とするエンジンの可変バルブタイミング装置が提供される。

本発明においては、前記カム軸を前記中間位置に維持する場合に、前記進角用油圧室及び前記遅角用油圧室への作動油の供給を交互に繰り返し行うことにより、前記制御弁から前記進角用油圧室及び遅角用油圧室へ至る油路において作動油の漏れがあっても、これらの油圧室がエアを吸い込むことを防止でき、ハンチングの増大を防止できる。また、このような制御を行うことで、前記リターンスプリングによるトルクをより大きく設定し、前記カム軸のトルクに対して前記リターンスプリングにより前記カム軸に作用するトルクが常に大きくなるようにする必要がなく、前記リターンスプリングによるトルクをより小さく設定できる。

本発明においては、前記中間位置は、前記制御弁による前記進角用油圧室及び前記遅角用油圧室への作動油の給排が停止される位置であってもよい。このような位置の場合に、前記進角用油圧室及び前記遅角用油圧室への作動油の供給を交互に繰り返し行うことにより、ハンチングの増大を防止できる。

また、本発明においては、前記エンジンは、前記カム軸により駆動される補機を備えてもよい。前記リターンスプリングにより前記カム軸に作用するトルクと、バルブ用のリターンスプリングと前記補機によりカム軸に作用するトルクと、が釣り合ってしまう状況下において、ハンチングの増大を防止できる。

また、本発明においては、前記補機が、燃焼室内へ燃料を供給する燃料噴射弁に燃料を圧送する燃料供給ポンプであってもよい。前記燃料供給ポンプの負荷変動の影響があっても、ハンチングの増大を防止できる。

以上述べた通り、本発明によれば、排気側のカム軸のリターンスプリングの弾性力をより小さく設定しながら、ハンチングの増大を防止す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ができる。

図１は本発明の一実施形態に係る可変バルブタイミング装置が適用されたエンジン１００の概略図である。エンジン１００は、直列４気筒ガソリンエンジンであるが、本発明は、他の種類のエンジンにも適用可能である。

エンジン１００はクランク軸１０１を有する。クランク軸１０１にはコンロッド１０２が連結され、コンロッド１０２にはピストン１０３が連結されている。図１においてコンロッド１０２及びピストン１０３は１気筒分のみ図示している。

エンジン１００は気筒列方向に延び、互いに平行に配設された排気側のカム軸１０４と吸気側のカム軸１０５とを備え、これらはエンジン１００のシリンダヘッドの上部の軸受部により回転可能に支持されている。各気筒には、排気バルブ１０６及び吸気バルブ１０７がそれぞれ２つずつ設けられている。図１において、排気バルブ１０６及び吸気バルブ１０７は１気筒分のみ図示している。排気バルブ１０６は燃焼室に臨む排気ポートを開閉し、吸気バルブ１０７は燃焼室に臨む吸気ポートを開閉する。排気バルブ１０６及び吸気バルブ１０７には、それぞれ、これらを閉方向に常時付勢する不図示のバルブ用リターンスプリングが設けられている。

カム軸１０４及び１０５には、各排気バルブ１０６及び各吸気バルブ１０７毎にカム部１０４ａ、１０５ａが形成されており、カム軸１０４及び１０５の回転運動を排気バルブ１０６及び吸気バルブ１０７の直線往復運動に変換する。

エンジン１００は燃料供給ポンプ１０８を備える。燃料供給ポンプ１０８は、燃焼室内へ先端を臨ませた燃料噴射弁（不図示）に燃料を高圧で圧送する補機である。カム軸１０４の端部にはカム部１０４ｂが設けられており、燃料供給ポンプ１０８はカム部１０４ｂに隣接して配置されている。しかして、燃料供給ポンプ１０８はカム軸１０４の回転によるカム部１０４ｂの付勢により駆動して燃料を圧送する。

カム軸１０４及び１０５の各端部には、油圧式の位相可変ユニット１０、２０が設けられている。クランク軸１０１の端部にはスプロケット１０１ａが設けられている。スプロケット１０１ａ、位相可変ユニット１０、２０には無端のチェーン１０９が巻き回されており、位相可変ユニット１０、２０はチェーン１０９を介してクランク軸１０１から伝達される回転駆動力をカム軸１０４、１０５にそれぞれ伝達してカム軸１０４、１０５を回転させる。なお、本実施形態ではチェーン伝動方式としたがベルト伝動方式でもよい。

エンジン１００には、位相可変ユニット１０、２０に対する作動油の給排をそれぞれ制御する制御弁３０、４０が設けられている。制御弁３０はシリンダヘッド又はシリンダブロックに挿入されて配置されている。

図２は位相可変ユニット１０及び制御弁３０の構造説明図である。まず、位相可変ユニット１０の構成について説明する。位相可変ユニット１０は、ロータ１１と、ロータ１１を収納するケースを構成する本体部１２、蓋部１３及び１４と、を備える。本体部１２は、チェーン１０９と噛合するスプロケット部１２ａがその周面に形成された円筒状をなし、蓋部１３は本体部１２の正面側に、蓋部１４は本体部１２の背面側にそれぞれ装着され、これら複数のボルト１０ａにより一体的に固定される。

蓋部１４の中央部分にはカム軸１０４が通過する貫通孔が設けられて円板状をなしている。ロータ１１の中央部分には、ボルト１５が挿通する貫通孔が設けられており、ロータ１１はボルト１５によりカム軸１０４の端部に固定される。カム軸１０４は、エンジン１００のシリンダヘッドと軸受けキャップとの合わせ面に形成された軸受部１１０に支持されており、軸受部１１０の内周面には環状の遅角用油溝１１０ａ及び進角用油溝１１０ｂがそれぞれ形成されている。

カム軸１０４には、遅角用油溝１１０ａと連通する遅角用油路１０４ｃと、進角用油溝１１０ｂと連通する進角用油路１０４ｄとが、その内部に形成されている。また、カム軸１０４には、ボルト１５が螺合する孔の一部が拡径されて進角用油路１０４ｄと連通する進角用油路１０４ｅが形成されている。

ロータ１１には、遅角用油路１０４ｃと連通する遅角用油路１１ａがその内部に形成されている。更に、ロータ１１には、ボルト１５が挿通する孔の一部が拡径されて進角用油路１０４ｅと連通する進角用油路１１ｂ及びこの進角用油路１１ｂに連通した進角用油路１１ｃが形成されている。

ロータ１１の正面側の中央部分には、リターンスプリング１６が収納される溝１１ｄが形成されている。本実施形態の場合、リターンスプリング１６はつるまきばねである。溝１１ｄの底部近傍には溝１１ｅが設けられており、リターンスプリング１６の一方端部が溝１１ｅに挿入されて係合している。リターンスプリング１６の他方端部は、蓋部１３の中央部分に設けた貫通孔から外部へ突出して、蓋部１３の正面に立設されたピン１３ａに係合されている。リターンスプリング１６は、ロータ１１を進角方向に常時付勢することにより、カム軸１０４を進角方向に常時付勢する。

図３（ａ）は蓋部１３及びリターンスプリング１６を外した状態での位相可変ユニット１０の正面図である。同図において、「回転方向」とはチェーン１０９による位相可変ユニット１０の回転方向を示し、「進角方向」及び「遅角方向」とは、ロータ１１の進角方向、遅角方向を示す。

本体部１２は、半径方向内方に突出した複数の突出部１２ｂを有する。各突出部１２ｂは略同形であって、周方向に略等ピッチで設けられており、その先端はロータ１１の周面を摺動する。ロータ１１は、半径方向外方に突出した突出部１１ｆ及び複数の突出部１１ｇを有しており、これらの合計数は突出部１２ｂの数に等しい。突出部１１ｆ及び突出部１１ｇの先端は本体部１２の内周面を摺動する。突出部１１ｆ及び１１ｇは周方向に略等ピッチで設けられているが、突出部１１ｆのみ周方向の幅が幅広となっている。

このため、本体部１２に対して変更可能な位相範囲は、突出部１１ｆにより規定され、突出部１１ｆの両側に位置する突出部１２ｂのうち、同図で左側の突出部１２ｂに突出部１１ｆが当接した位置がロータ１１（つまりカム軸１０４）の最遅角位置であり、同図で右側の突出部１２ｂに突出部１１ｆが当接した位置がロータ１１（つまりカム軸１０４）の最進角位置となる。

突出部１１ｆ及び１１ｇと、突出部１２ｂとの間の隙間は、進角用油圧室１、遅角用油圧室２を形成する。進角用油圧室１に作動油を供給するとロータ１１が本体部１２に対して相対的に進角方向に回転し、遅角用油圧室２に作動油を供給するとロータ１１が本体部１２に対して相対的に遅角方向に回転する。進角用油圧室１には、進角用油路１１ｃが連通し、遅角用油圧室２には、遅角用油路１１ａが連通している。

しかして、進角用油圧室１内の油圧と遅角用油圧室２内の油圧との差圧と、カム軸１０４のトルクとをバランスさせることで、本体部１２に対するロータ１１の相対的な位置関係を維持しながらクランク軸１０１からの動力をチェーン１０９を介してカム軸１０４に伝達し、これを回転駆動できる。本体部１２はクランク軸１０１と同期回転することから、本体部１２に対するロータ１１の相対的な位置関係を変更することで、クランク軸１０１に対するカム軸１０４の位相を連続的に変更できる。

突出部１１ｆにはロック機構１７が設けられている。図２を参照して、ロック機構１７は、突出部１１ｆに設けた貫通孔に装填されたピン１７ａと、ピン１７ａと蓋部１３との間に装填され、ピン１７ａを蓋部１４側に常時付勢するコイルスプリング１７ｂとを備える。蓋部１４の正面側には、ロータ１１が最進角位置に位置した場合にピン１７ａに対峙する位置に溝１４ａが設けられており、ロータ１１が最進角位置に位置すると、コイルスプリング１７ｂの付勢によりピン１７ａが移動して溝１４ａに進入し、係合する。これにより、ロータ１１をピン１７ａにより最進角位置にロックすることができる。蓋部１４には溝１４ａに連通した解除用油圧室１７ｂが形成されており、この解除用油圧室１７ｂに作動油を供給し、コイルスプリング１７ｂの付勢に抗してピン１７ａを移動させることで、ロックを解除できる。解除用油圧室１７ｂは不図示の油路を介して遅角用油圧室２に連通しており、遅角用油圧室２に作動油を供給することでロックが解除される。

次に、制御弁３０の構成について図２を参照して説明する。制御弁３０は筒状のバルブケース３１と、バルブケース３１内を軸方向に移動可能に設けられたスプール３２と、バルブケース３１内に設けられ、スプール３２を常時一方向に付勢するコイルスプリング３３と、コイルスプリング３３の付勢に抗してスプール３２を他方向に移動する電磁ソレノイド３４と、を備える。

バルブケース３１は、出力ポート３１ａ及び３１ｂと、入力ポート３１ｃと、ドレンポート３１ｄ及び３１ｅと、を有する。入力ポート３１ｃはエンジン１００内の不図示の油路を介してオイルポンプ１１１から作動油が圧送される。オイルポンプ１１１はクランク軸１０１から駆動力が伝達されて駆動する。ドレンポート３１ｄ及び３１ｅはエンジン１００内の不図示の油路を介してオイルパン１１２と連通している。出力ポート３１ａはエンジン１００内の不図示の油路を介して進角用油溝１１０ｂに連通しており、出力ポート３１ｂはエンジン１００内の不図示の油路を介して遅角用油溝１１０ａに連通している。

スプール３２の位置により、出力ポート３１ａと入力ポート３１ｃとが連通し、出力ポート３１ｂとドレンポート３１ｅとが連通する。この場合、出力ポート３１ａと入力ポート３１ｃとの連通度に応じた流量で進角用油圧室１に作動油が供給される。これによりロータ１１が進角方向に回転した場合には、遅角用油圧室２の容積が縮小されることにより遅角用油圧室２から作動油が排出されてオイルパン１１２へ戻る。

スプール３２の位置により、出力ポート３１ｂと入力ポート３１ｃとが連通し、出力ポート３１ａとドレンポート３１ｄとが連通する。この場合、出力ポート３１ｂと入力ポート３１ｃとの連通度に応じた流量で遅角用油圧室２に作動油が供給される。これによりロータ１１が遅角方向に回転した場合には、進角用油圧室１の容積が縮小されることにより進角用油圧室１から作動油が排出されてオイルパン１１２へ戻る。

スプール３２の位置により、出力ポート３１ａ及び３１ｂのいずれもが閉じられる。この場合、進角用油圧室１及び遅角用油圧室２への作動油の給排が停止される。

このように制御弁３０は進角用油圧室１及び遅角用油圧室２への作動油の給排を制御し、ロータ１１の位置、つまり、カム軸１０４の位相を制御する。

図１に示した吸気側の位相可変ユニット２０、制御弁４０の構成は、位相可変ユニット１０、制御弁３０の構成と同様である。但し、位相可変ユニット２０にはリターンスプリング１６は設けられない。図３（ｂ）は排気バルブ１０６及び吸気バルブ１０７のバルブタイミングの例を示す図であり、実線が最進角時、破線が最遅角時を示す。排気バルブ１０６及び吸気バルブ１０７のバルブタイミングをそれぞれ制御することで、オーバーラップ期間を変更することができる。リターンスプリング１６を設けない場合、エンジン１００の停止時に排気バルブ１０６のバルブタイミングは、そのバルブ用リターンスプリングの働きにより破線で示す最遅角時のバルブタイミング側へ自然に移動し、オーバーラップ期間が長くなるおそれがあるが、リターンスプリング１６によりカム軸１０４を進角方向に付勢することで、これを防止できる。

図４（ａ）はエンジン１００のコントロールユニット２００のブロック図であり、特に、排気側のカム軸１０４の位相制御に関わる構成のみを示した図である。コントロールユニット２００は、ＣＰＵ２０１と、ＲＯＭ２０２と、ＲＡＭ２０３と、Ｉ／Ｆ（インターフェース）２０４とを備える。ＣＰＵ２０１はＲＯＭ２０２に記憶された制御プログラムを実行してエンジン１００を制御する。ＲＯＭ２０２にはＣＰＵ２０１が実行するプログラムの他、エンジン１００の制御に関わる各種のデータを記憶する。ＲＡＭ２０３には一時的なデータが記憶される。なお、ＲＯＭ２０２及びＲＡＭ２０３としては他の記憶手段でもよい。

Ｉ／Ｆ２０４には、エアフローメータ、スロットル開度センサ等の吸気量センサ２１１、クランク軸１０１の位相を検出するクランク角センサ２１２、カム軸１０４の位相を検出するカム角センサ２１３及びエンジン１００内を循環する冷却水の水温を検出する水温センサ２１４の検出結果が入力され、ＣＰＵ２０１がこれらを読み込むことができる。なお、エンジン１００の回転数はクランク角センサ２１２の検出結果から算出することができる。ＣＰＵ２０１からの制御命令はＩ／Ｆ２０４を介して、電磁ソレノイド３４へ出力される。

電磁ソレノイド３４の吸引力は供給電流に比例する。したがって、電磁ソレノイド３４への供給電流を制御することでスプール３２の位置を制御できる。本実施形態ではパルスデューティー制御により電磁ソレノイド３４への供給電流を制御する場合を想定する。

図４（ｂ）はデューティ比と、進角用油圧室１及び遅角用油圧室２への作動油の供給流量との関係の例を示す図である。同図の例では、デューティー比が０％の場合に出力ポート３１ａと入力ポート３１ｃとが連通度１００％で連通し、出力ポート３１ｂとドレンポート３１ｅとが連通する位置にスプール３２が位置することになる。また、デューティー比が１００％の場合に出力ポート３１ｂと入力ポート３１ｃとが連通度１００％で連通し、出力ポート３１ａとドレンポート３１ｄとが連通する位置にスプール３２が位置することになる。そして、デューティ比が５０％の場合に出力ポート３１ａ及び３１ｂのいずれもが閉じられる位置にスプール３２が位置することになる。なお、出力ポート３１ａ及び３１ｂのいずれもがスプール３２によって閉じられた場合、理論上は進角用油圧室１及び遅角用油圧室２への作動油の供給流量は０となるが、実際にはバルブケース３１内での作動油の漏れにより、若干の作動油が供給される。

次に、ＣＰＵ２０１による排気バルブ１０６のバルブタイミングの制御例について図５を参照して説明する。図５はＣＰＵ２０１が実行する排気バルブ１０６のバルブタイミングの制御処理の例を示すフローチャートである。

Ｓ１では、吸気量センサ（スロットル開度センサ）２１１、クランク角センサ（エンジン回転数センサ）２１２、水温センサ２１４の検出結果を取得する。Ｓ２ではＳ１で取得した各センサの検出結果からエンジン１００の運転状態を把握し、排気バルブ１０６のバルブタイミングを変更するか否かを判定する。該当する場合はＳ３へ進み、該当しない場合は一単位の処理を終了する。

Ｓ３では排気バルブ１０６のバルブタイミングの目標値を設定する。Ｓ４以下では、カム軸１０４を最進角位置と最遅角位置との間での位相制御の処理が行われる。まず、Ｓ４では電磁ソレノイド３４へ供給するパルスのデューティー比を調整して出力する。例えば、Ｓ３で設定した目標値が、現在のバルブタイミングよりも進角した値であれば、現在のデューティー比よりも下げた（０％側へ調整した）デューティー比とし、遅角した値であれば、現在のデューティ比よりも上げた（１００％側へ調整した）デューティー比とする。

ここで、Ｓ３で設定した目標値が最進角値の場合は電磁ソレノイド３４へ供給するパルスのデューティー比を０％に設定して出力する。これにより進角用油圧室１へ作動油が供給され、ロータ１１が本体部１２に対して回転してカム軸１０４が最進角位置に位置し、排気バルブ１０６のバルブタイミングが最進角時のタイミングとなる。また、Ｓ３で設定した目標値が最遅角値の場合は電磁ソレノイド３４へ供給するパルスのデューティー比を１００％に設定して出力する。これにより遅角用油圧室２へ作動油が供給され、ロータ１１が本体部１２に対して回転してカム軸１０４が最遅角位置に位置し、排気バルブ１０６のバルブタイミングが最遅角時のタイミングとなる。

Ｓ５では、クランク角センサ２１２及びカム軸１０４の検出結果を取得し、クランク軸１０１に対するカム軸１０４の位相を検出する。Ｓ６では、Ｓ５で検出したクランク軸１０１に対するカム軸１０４の位相がＳ３で設定した目標値に達しているか否かを判定する。達している場合は、バルブタイミングの変更が完了したとしてＳ７へ進み、達していない場合はバルブタイミングの変更が完了していないとしてＳ４へ戻り、上記の処理を繰り返す。

Ｓ３で設定した目標値が最進角位置と最遅角位置との間の中間位置である場合、Ｓ６でバルブタイミングの変更が完了したと判定した場合は、カム軸１０４が目標とする中間位置に至っており、Ｓ４で設定したデューティ比でパルスを出力しつづければ該中間位置に維持されるはずである。しかし、排気バルブ１０６のバルブ用リターンスプリングと燃料供給ポンプ１０８によりカム軸１０４に作用するトルクと、リターンスプリング１６によりカム軸１０４に作用するトルクとが釣り合っている場合、デューティー比が５０％近傍となって出力ポート３１ａ及び３１ｂのいずれもがスプール３２によって閉じられた状態となり、ロータ１１がハンチングを起こす可能性がある。以下、この点を詳述する。

図６（ａ）は、エンジン負荷を一定としてエンジンの回転数を変化させてカム軸のトルク（平均トルク）を計測した実験結果を示す図である。線Ｌ１はカム軸により燃料供給ポンプを駆動しなかった場合のカム軸のトルクを示し、線Ｌ２はカム軸により燃料供給ポンプを駆動した場合のカム軸のトルクを示す。つまり、線Ｌ１は、専らバルブ用のリターンスプリングが負荷となった場合のカム軸のトルクを示し、線Ｌ２はバルブ用のリターンスプリングと燃料供給ポンプとが負荷となった場合のカム軸のトルクを示している。

線Ｌ１に示すように専らバルブ用のリターンスプリングが負荷となった場合のカム軸のトルクは、エンジンの回転数の全域において略一定であるが、線Ｌ２に示すように燃料供給ポンプが負荷として加わると、エンジンの回転数の変化に応じて変動している。この実験ではエンジン負荷を一定としており、エンジン回転数の増大にしたがって燃料供給ポンプによる負荷が増大しているが、エンジン回転数が低い場合であってもエンジン負荷が高い場合は燃料供給ポンプの負荷は増大すると考えられる。

バルブ用のリターンスプリングの作用による、エンジン停止時の排気バルブの遅角方向への自然移動防止のみを考慮すれば、カム軸用のリターンスプリング（上記のリターンスプリング１６）がカム軸に作用するトルクは、線Ｌ３で示すようにバルブ用のリターンスプリングによるカム軸のトルク（線Ｌ１）の２倍程度に設定すれば十分である。

しかし、そうすると、燃料供給ポンプのように負荷が変動する補機がカム軸に連結されている場合、バルブ用のリターンスプリングと補機とによるトルクと、カム軸用のリターンスプリング（上記のリターンスプリング１６）によるトルクとが釣り合う場合が生じる。

本実施形態において、このようなトルクの釣り合いが生じると、進角用油圧室１と遅角用油圧室２との油圧差が０になるようにデューティー比が５０％近傍に制御され、出力ポート３１ａ及び３１ｂのいずれもがスプール３２によって閉じられた状態となる。この場合、理論的には制御弁３０と進角用油圧室１及び遅角用油圧室２との間の油路において作動油が封鎖された状態となり、ロータ１１の位置は維持されるはずであるが、実際には、例えば、軸受部１１０やバルブケース３１とスプール３２との間等において作動油が漏出する。また、排気バルブ１０６のリターンスプリングからカム軸１０４に作用するトルクは、カム軸１０４の回転により周期的に変動する。本実施形態のように４気筒の場合、約９０度の位相をもってカム軸１０４に作用するトルクが変動する。このため、進角用油圧室１及び遅角用油圧室２は作動油が徐々に抜けてエアを吸い込むことになり、ロータ１１のハンチングが増大する場合が生じ得る。

ロータ１１のハンチングの増大を検出できれば、それによりデューティ比を変更する等して対処することも考えられるが、そのためにはカム角センサ２１３として、より分解能が高いセンサを使用することが要求され、コスト上、望ましくない。

また、リターンスプリング１６によるカム軸１０４のトルクを、例えば、図６（ａ）において線Ｌ４で示すように、バルブ用のリターンスプリングと補機（燃料供給ポンプ１０８）によるカム軸１０４のトルクを常時上回るように設定することも考えられる。この場合はトルクの均衡が生じず、遅角用油圧室２に常時作動油が供給されることになるからである。

しかし、この対策ではカム軸１０４の位相を遅角方向に変更する場合に必要とされる油圧が高くなる。このため、油圧が低下するエンジン１００の低回転時においては遅角方向への位相変更が困難となり、これを行うためにはオイルポンプ１１１の容量を増大しなければならないという問題がある。

そこで、本実施形態では以下の処理を行う。図５に戻り、Ｓ７では現在設定されているデューティ比が所定範囲内か否かを判定する。所定範囲としては、制御弁３０による進角用油圧室１及び遅角用油圧室２への作動油の給排が停止される、出力ポート３１ａ及び３１ｂのいずれもがスプール３２によって閉じられた状態に対応するデューティ比であり５０％近傍、例えば、４８％〜５２％の範囲である。この場合、上述したロータ１１のハンチングの増大が発生する可能性があるからである。

Ｓ８では、Ｓ１で取得した各センサの検出結果に基づいて、エンジン１００が所定の運転領域にあるか否かを判定する。該当する場合はＳ９へ進み、該当しない場合は一単位の処理を終了する。出力ポート３１ａ及び３１ｂのいずれもがスプール３２によって閉じられた状態にある場合、上述したロータ１１のハンチングの増大が発生する可能性があるが、エンジン１００の運転領域によってはこれが発生しない場合もあり得る。例えば、エンジン１００が高回転時の場合は、オイルポンプ１１１から供給される作動油の油圧が高まるため、出力ポート３１ａ及び３１ｂのいずれもがスプール３２によって閉じられた状態であっても、漏出した作動油により進角用油圧室１及び遅角用油圧室２へ作動油が供給され、エアの吸い込みが抑制される場合がある。

したがって、本実施形態では、エンジン１００の運転領域が、ロータ１１のハンチング増大が予想される領域にある場合にのみ、後述するＳ９の交互切替制御を行う。無論、Ｓ７で現在設定されているデューティ比が所定範囲内であると判定された場合は一律に後述するＳ９の交互切替制御を行ってもよい。

Ｓ９の交互切替制御を行うエンジン１００の運転領域は予め実験等に基づいて規定しておき、図６（ｂ）に示すようにエンジン１００の負荷と回転数とに応じたマップデータとしてＲＯＭ２０２に格納して、Ｓ８の判定の際に参照するようにすることができる。図６（ｂ）の例では、中負荷、中回転数の範囲においてＳ９の交互切替制御を行うことが設定されている。

図５に戻り、Ｓ９では交互切替制御を行う。ここでは、進角用油圧室１及び遅角用油圧室２への作動油の供給が交互に繰り返し行われるように制御弁３０を制御する。本実施形態の場合、デューティ比を周期的に変化させる。例えば、現在設定されているデューティ比が５０％の場合、これを中心として一定の幅で、例えば、４５％と５５％とでデューティ比を周期的に変化させる。この場合、４５％と５５％との間で連続的にデューティー比を変化させてもよい。いずれにしても、変化の幅は、進角用油圧室１及び遅角用油圧室２へそれぞれ交互に作動油が供給されるように設定する。切替の周期は、時間に依存してもカム軸１０４の回転数に依存してもよい。前者の場合、例えば、数百ｍｓｅｃ、後者の場合、数回転に設定することが挙げられる。交互切替制御を終了する時期としては、バルブタイミングを変更する場合、エンジン１００の運転領域が図６（ｂ）に示した運転領域から外れた場合等が挙げられる。

このような交互切替制御を行うことにより、制御弁３０から進角用油圧室１及び遅角用油圧室２へ至る油路において作動油の漏れがあっても、作動油が供給されることからこれらの油圧室にエアを吸い込むことを防止でき、ハンチングの増大を防止できる。また、このような制御を行うことで、リターンスプリング１６によるトルクをより大きく設定し、カム軸１０４のトルクに対してリターンスプリング１６によりカム軸１０４に作用するトルクが常に大きくなるようにする必要がなく、リターンスプリング１６によるトルクをより小さく設定できる。

とりわけ、リターンスプリング１６によりカム軸１０４に作用するトルクと、バルブ用のリターンスプリングと補機によりカム軸１０４に作用するトルクと、が釣り合ってしまう状況下において、ハンチングの増大を防止でき、本実施形態の場合、特に燃料供給ポンプ１０８の負荷変動の影響があっても、ハンチングの増大を防止できる。

本発明の一実施形態に係る可変バルブタイミング装置が適用されたエンジン１００の概略図である。位相可変ユニット１０及び制御弁３０の構造説明図である。（ａ）は蓋部１３及びリターンスプリング１６を外した状態での位相可変ユニット１０の正面図、（ｂ）は排気バルブ１０６及び吸気バルブ１０７のバルブタイミングの例を示す図である。（ａ）はエンジン１００のコントロールユニット２００のブロック図、（ｂ）はデューティ比と、進角用油圧室１及び遅角用油圧室２への作動油の供給流量との関係の例を示す図である。ＣＰＵ２０１が実行する排気バルブ１０６のバルブタイミングの制御処理の例を示すフローチャートである。（ａ）はエンジン負荷を一定としてエンジンの回転数を変化させてカム軸のトルク（平均トルク）を計測した実験結果を示す図、（ｂ）はエンジン回転数とエンジン負荷とに基づく制御弁３０の交互切替領域を示す図である。

符号の説明

１進角用油圧室
２遅角用油圧室
１０、２０位相可変ユニット
１６リターンスプリング
３０、４０制御弁
１００エンジン
１０１クランク軸
１０４、１０５カム軸
１０８燃料供給ポンプ
２００コントロールユニット

Claims

排気側のカム軸に設けられ、クランク軸からの動力を前記カム軸に伝達する一方、前記クランク軸に対する前記カム軸の位相を変更可能な油圧式位相可変ユニットと、
前記油圧式位相可変ユニットの進角用油圧室及び遅角用油圧室への作動油の給排を制御する制御弁と、
前記制御弁を制御する制御手段と、
前記油圧式位相可変ユニットに設けられ、前記カム軸を進角方向に常時付勢するリターンスプリングと、
を備えたエンジンの可変バルブタイミング装置において、
前記制御手段は、
前記カム軸を最進角位置と最遅角位置との間の中間位置に維持する場合に、前記進角用油圧室及び前記遅角用油圧室への作動油の供給が交互に繰り返し行われるように前記制御弁を制御することを特徴とするエンジンの可変バルブタイミング装置。
前記中間位置は、前記制御弁による前記進角用油圧室及び前記遅角用油圧室への作動油の給排が停止される位置であることを特徴とする請求項１に記載のエンジンの可変バルブタイミング装置。
前記エンジンは、前記カム軸により駆動される補機を備えたことを特徴とする請求項１又は２に記載のエンジンの可変バルブタイミング装置。
前記補機が、燃焼室内へ燃料を供給する燃料噴射弁に燃料を圧送する燃料供給ポンプであることを特徴とする請求項３に記載のエンジンの可変バルブタイミング装置。