JP2015040514A - 多気筒エンジンの制御装置及び制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】多気筒エンジンのエンジン負荷が所定値以下の低負荷時に、燃費の悪化を極力抑制しながら、エンジントルクの変動を抑制する。【解決手段】クランク軸の角速度変動量が所定閾値よりも大きいときには、上記角速度変動量が上記所定閾値以下になるように、エンジンにより駆動される第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して増大させ、その際、第１補機の駆動負荷を増大可能なときには、第１補機の駆動負荷を優先的に増大させ（Ｓ５９）、該第１補機の駆動負荷の増大量が上記所定量に対して不足するときに、第２補機の駆動負荷を増大させる（Ｓ６１）一方、第１補機の駆動負荷を増大不能のとき（Ｓ５８の判定がＮＯであるとき）には、第１補機の駆動負荷を増大させないで、第２補機の駆動負荷を増大させる（Ｓ５８の判定がＮＯでＳ６１に進む）。【選択図】図１３

Description

本発明は、多気筒エンジンの制御装置及び制御方法に関する技術分野に属する。

従来より、エンジンのアイドリング時におけるエンジントルク変動を抑制するようにしたものが知られている。例えば特許文献１では、ＩＳＣバルブ（アイドル回転数制御バルブ）でアイドル回転数をフィードバック制御するエンジンの回転数制御装置において、補機負荷用ポンプの吐出圧によって吸入空気量を変化させる補機負荷空気量制御弁を設け、この補機負荷空気量制御弁を通過する通過空気量を推定し、その通過空気量の単位時間あたりの変化量に応じてＩＳＣバルブの駆動量を増減することで、補機負荷変動によるアイドル回転数の変動を抑制するようにしている。

特開平８−２７０４９１号公報

ところで、多気筒エンジンでは、エンジンの累積運転時間が長くなると、アイドリング時等の低負荷時において、各気筒の点火系や燃料供給系、弁駆動系の性能ばらつきにより、エンジントルクの変動が生じる可能性がある。このようなエンジントルクの変動が生じると、エンジン振動が増大してしまう。

そこで、上記特許文献１のように、エンジントルクの変動を抑制するために、アイドル回転数を高くするようにすることが考えられるが、単にアイドル回転数を高くするだけでは、燃料消費量が増大してしまう。

本発明は、斯かる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、多気筒エンジンのエンジン負荷が所定値以下の低負荷時に、燃費の悪化を極力抑制しながら、エンジントルクの変動を抑制しようとすることにある。

上記の目的を達成するために、この発明では、車両に搭載された多気筒エンジンにより駆動される第１及び第２補機を備えた、多気筒エンジンの制御装置を対象として、上記第１補機は、上記車両に搭載された装置の要求エネルギを発生させることが可能な補機であり、上記エンジンのクランク軸の角速度変動量を検出する角速度変動量検出装置と、上記第１及び第２補機の駆動負荷を制御する補機制御装置とを備え、上記補機制御装置は、エンジン負荷が所定値以下の低負荷時において、上記角速度変動量検出装置により検出された上記角速度変動量が所定閾値よりも大きいときには、上記角速度変動量が上記所定閾値以下になるように、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる補機駆動負荷増大制御を実行するように構成されており、上記補機駆動負荷増大制御は、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる際、上記第１補機の駆動負荷を増大可能なときには、上記第１補機の駆動負荷を優先的に増大させ、該第１補機の駆動負荷の増大量が上記所定量に対して不足するときに、上記第２補機の駆動負荷を増大させる一方、上記第１補機の駆動負荷を増大不能のときには、上記第１補機の駆動負荷を増大させないで、上記第２補機の駆動負荷を増大させる制御である、という構成とした。

上記の構成により、クランク軸の角速度変動量が所定閾値よりも大きいときには、第１及び第２補機のトータルの駆動負荷が、該角速度変動量が該所定閾値よりも大きくなっている現時点の該トータルの駆動負荷（少なくとも一方の補機の現時点の駆動負荷が０である場合もある）に対して所定量だけ増大するので、エンジン負荷が増大して、エンジントルクの変動を抑制することができる。そして、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる際、第１補機の駆動負荷を増大可能なときには、第１補機の駆動負荷を優先的に増大させるので、エンジン出力を、車両に搭載された装置のエネルギ源として有効に活用することができる。したがって、エンジントルクの変動を抑制することによる燃費の悪化を極力抑制することができる。

上記多気筒エンジンの制御装置における一実施形態では、上記第１補機は、上記要求エネルギとして電力を発生可能な発電機である。

このことにより、発電機により発生した電力を、車両に搭載された装置（バッテリや電装品）にて有効に活用することができる。

上記多気筒エンジンの制御装置における他の実施形態では、上記第２補機は、上記エンジンの潤滑部及び油圧作動装置に油圧経路を介してオイルを供給する可変容量型オイルポンプである。

このことで、第２補機の駆動負荷を容易に増大させることができるとともに、第２補機の駆動負荷を安定的に制御することができる。

上記第２補機が上記可変容量型オイルポンプである場合、上記油圧経路における油圧を検出する油圧検出装置を更に備え、上記補機制御装置は、上記油圧検出装置により検出される油圧が、上記エンジンの運転状態に応じて予め設定された目標油圧になるように、上記オイルポンプの吐出量を制御するポンプ制御装置を含む、ことが好ましい。

こうすることで、エンジンの運転状態がどのような状態であっても、油圧作動装置の作動油圧を確保しながら、オイルポンプの駆動負荷を適切にして、常に燃費の向上を図ることができる。また、補機駆動負荷増大制御において、オイルポンプの駆動負荷を増大させる場合に、上記目標油圧を現時点の目標油圧に対して増大させることで、オイルポンプの吐出量を現時点の吐出量に対して増大させ、これによって、オイルポンプの駆動負荷を容易に増大させることができる。

本発明の別の態様は、車両に搭載された多気筒エンジンの制御方法の発明であり、この発明では、予め、上記エンジンにより駆動される補機であって上記車両に搭載された装置の要求エネルギを発生させることが可能な第１補機と、上記エンジンにより駆動される第２補機と、上記エンジンのクランク軸の角速度変動量を検出する角速度変動量検出装置とを設けておき、エンジン負荷が所定値以下の低負荷時において、上記角速度変動量検出装置により検出された上記角速度変動量が所定閾値よりも大きいときには、上記角速度変動量が上記所定閾値以下になるように、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる補機駆動負荷増大工程を備え、上記補機駆動負荷増大工程は、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる際、上記第１補機の駆動負荷を増大可能なときには、上記第１補機の駆動負荷を優先的に増大させ、該第１補機の駆動負荷の増大量が上記所定量に対して不足するときに、上記第２補機の駆動負荷を増大させる一方、上記第１補機の駆動負荷を増大不能のときには、上記第１補機の駆動負荷を増大させないで、上記第２補機の駆動負荷を増大させる工程である、とする。

この発明により、上記多気筒エンジンの制御装置と同様に、エンジントルクの変動を抑制することによる燃費の悪化を極力抑制することができる。

上記多気筒エンジンの制御方法における一実施形態では、上記第１補機は、上記要求エネルギとして電力を発生可能な発電機であり、上記第２補機は、上記エンジンの潤滑部及び油圧作動装置に油圧経路を介してオイルを供給する可変容量型オイルポンプである。

このことにより、発電機により発生した電力を、車両に搭載された装置（バッテリや電装品）にて有効に活用することができるとともに、第２補機の駆動負荷を容易に増大させることができかつ第２補機の駆動負荷を安定的に制御することができる。

以上説明したように、本発明の多気筒エンジンの制御装置及び制御方法によると、クランク軸の角速度変動量が所定閾値よりも大きいときには、上記角速度変動量が上記所定閾値以下になるように、エンジンにより駆動される第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して増大させる補機駆動負荷増大制御を実行するとともに、その補機駆動負荷増大制御が、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる際、上記第１補機の駆動負荷を増大可能なときには、上記第１補機の駆動負荷を優先的に増大させ、該第１補機の駆動負荷の増大量が上記所定量に対して不足するときに、上記第２補機の駆動負荷を増大させる一方、上記第１補機の駆動負荷を増大不能のときには、上記第１補機の駆動負荷を増大させないで、上記第２補機の駆動負荷を増大させる制御であるとしたことにより、エンジン負荷が所定値以下の低負荷時に、燃費の悪化を極力抑制しながら、エンジントルクの変動を抑制することができる。

本発明の実施形態に係る制御装置（又は制御方法）により制御される多気筒エンジンの概略構成を示す断面図である。 油圧作動式弁停止装置の構成及び作動を示す断面図である。 （ａ）は、可変バルブタイミング機構の概略構成を示す断面図であり、（ｂ）は、吸気弁と排気弁の弁特性（位相とリフト量との関係）を示すグラフである。 オイル供給装置の概略構成を示す図である。 可変容量型オイルポンプの特性を示す図である。 エンジンの減気筒運転領域を示す図である。 ポンプの目標油圧の設定について説明するための図である。 エンジンの運転状態に対する目標油圧を示す油圧制御マップである。 エンジンの運転状態に対するデューティ比を示すデューティ比マップである。 コントローラによる、オイルポンプの流量（吐出量）制御の動作を示すフローチャートである。 コントローラによる、エンジンの気筒数制御の動作を示すフローチャートである。 全気筒運転から減気筒運転への切替時におけるエンジンの運転状態を示すタイムチャートである。 コントローラによる補機駆動負荷増大制御の動作を示すフローチャートである。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

図１は、本発明の実施形態に係る制御装置（又は制御方法）により制御される多気筒エンジン２（以下、単にエンジン２という）を示す。このエンジン２は、第１気筒乃至第４気筒が順に図１の紙面に垂直な方向に直列に配置された直列４気筒ガソリンエンジンであって、自動車等の車両に搭載される。エンジン２において、カムキャップ３、シリンダヘッド４、シリンダブロック５、クランクケース（図示せず）及びオイルパン６（図４参照）が上下に連結され、シリンダブロック５に形成された４つのシリンダボア７内をそれぞれ摺動可能なピストン８と、上記クランクケースに回転自在に支持されたクランク軸９とがコネクティングロッド１０によって連結され、シリンダブロック５のシリンダボア７とピストン８とシリンダヘッド４とによって燃焼室１１が気筒毎に形成されている。

シリンダヘッド４には、燃焼室１１に開口する吸気ポート１２及び排気ポート１３が設けられ、吸気ポート１２及び排気ポート１３をそれぞれ開閉する吸気弁１４及び排気弁１５が、各ポート１２，１３にそれぞれ装備されている。これら吸気弁１４及び排気弁１５は、それぞれリターンスプリング１６，１７により閉方向（図１上方）に付勢されており、回転するカムシャフト１８，１９の外周に設けたカム部１８ａ，１９ａによって、スイングアーム２０，２１の略中央部に回転自在に設けられたカムフォロア２０ａ，２１ａが下方に押されて、スイングアーム２０，２１の一端側に設けられたピボット機構２５ａの頂部を支点にして該スイングアーム２０，２１が揺動することで、スイングアーム２０，２１の他端部で吸気弁１４及び排気弁１５がリターンスプリング１６，１７の付勢力に抗して下方に押されて開動するように構成されている。

エンジン２の気筒列方向中央部に位置する第２及び第３気筒のスイングアーム２０，２１のピボット機構（後述のＨＬＡ２５のピボット機構２５ａと同様の構成）として、油圧によりバルブクリアランスを自動的にゼロに調整する周知の油圧ラッシュアジャスタ２４（以下、Hydraulic Lash Adjusterの略記を用いてＨＬＡ２４という）が設けられている。尚、ＨＬＡ２４は、図４にのみ示す。

また、エンジン２の気筒列方向両端部に位置する第１及び第４気筒のスイングアーム２０、２１に対しては、ピボット機構２５ａを備える弁停止機構付きＨＬＡ２５（詳しくは図２参照）が設けられている。この弁停止機構付きＨＬＡ２５は、ＨＬＡ２４と同様にバルブクリアランスを自動的にゼロに調整可能に構成されていることに加えて、エンジン２における全気筒の一部である第１及び第４気筒（特定気筒に相当）の作動を休止させる減気筒運転時に、第１及び第４気筒の吸排気弁１４，１５を作動停止（開閉動作を停止）させる一方、全気筒（４気筒）を作動させる全気筒運転時には、第１及び第４気筒の吸排気弁１４，１５を作動させる（開閉動作させる）ようにするものである。第２及び第３気筒の吸排気弁１４，１５は、減気筒運転時及び全気筒運転時共に作動している。このため、減気筒運転時には、エンジン２の全気筒のうち第１及び第４気筒のみの吸排気弁１４，１５が作動停止し、全気筒運転時には、全気筒の吸排気弁１４，１５が作動することになる。尚、減気筒運転及び全気筒運転は、後述の如く、エンジン２の運転状態に応じて切り替えられる。

シリンダヘッド４における第１及び第４気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、上記弁停止機構付きＨＬＡ２５の下端部を挿入して装着するための装着穴２６，２７がそれぞれ設けられている。また、シリンダヘッド４における第２及び第３気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、上記ＨＬＡ２４の下端部を挿入して装着するための、装着穴２６，２７と同様の装着穴が設けられている。さらに、シリンダヘッド４には、弁停止機構付きＨＬＡ２５用の装着穴２６，２７にそれぞれ連通する２つの油路６１，６３；６２，６４が穿設されており、弁停止機構付きＨＬＡ２５が装着穴２６，２７に嵌合された状態で、油路６１，６２は、弁停止機構付きＨＬＡ２５における後述の弁停止機構２５ｂ（図２参照）を作動させる油圧（作動圧）を供給し、油路６３，６４は、弁停止機構付きＨＬＡ２５のピボット機構２５ａがバルブクリアランスを自動的にゼロに調整するための油圧を供給するように構成されている。尚、ＨＬＡ２４用の装着穴には、油路６３，６４のみが連通している。上記油路６１〜６４については、図４により後に詳述する。

シリンダブロック５には、シリンダボア７の排気側の側壁内を気筒列方向に延びるメインギャラリ５４が設けられている。このメインギャラリ５４の下側近傍には、このメインギャラリ５４と連通するピストン冷却用のオイルジェット２８（オイル噴射弁）が各ピストン８毎に設けられている。このオイルジェット２８は、ピストン８の下側に配置されたノズル部２８ａを有しており、このノズル部２８ａからピストン８の頂部の裏面に向けてエンジンオイル（以下、単にオイルという）を噴射するように構成されている。

各カムシャフト１８，１９の上方には、パイプで形成されたオイルシャワー２９，３０が設けられており、該オイルシャワー２９，３０から潤滑用のオイルを、その下方に位置するカムシャフト１８，１９のカム部１８ａ，１９ａと、さらに下方に位置するスイングアーム２０，２１とカムフォロア２０ａ、２１ａとの接触部とに滴下するように構成されている。

次に、図２を参照しながら、油圧作動装置の一つである油圧作動式弁停止装置の弁停止機構２５ｂ（ロック機構に相当）について説明する。この弁停止機構２５ｂは、エンジン２における全気筒の一部である第１及び第４気筒の吸排気弁１４，１５のうち少なくとも一方の弁（本実施形態では、両方の弁）をエンジン２の運転状態に応じて油圧作動により作動停止させるものである。これにより、エンジン２の運転状態に応じて減気筒運転に切り替えられたときには、弁停止機構２５ｂによって第１及び第４気筒の吸排気弁１４、１５の開閉動作が停止させられ、全気筒運転に切り替えられたときには、弁停止機構２５ｂによる弁作動停止がなされなくなり、第１及び第４気筒の吸排気弁１４、１５の開閉動作が行われる。

本実施形態では、弁停止機構２５ｂは、弁停止機構付きＨＬＡ２５に設けられている。これにより、弁停止機構付きＨＬＡ２５は、ピボット機構２５ａと弁停止機構２５ｂとを備える。ピボット機構２５ａは、油圧によりバルブクリアランスを自動的にゼロに調整する、周知のＨＬＡ２４のピボット機構と実質的に同じ構成である。

上記弁停止機構２５ｂは、ピボット機構２５ａを軸方向に摺動自在に収納する有底の外筒２５１と、該外筒２５１の側周面に対向して設けられた２つの貫通孔２５１ａを出入り可能に設けられ、上方に位置する軸方向に摺動自在なピボット機構２５ａをロック状態又はロック解除状態に切替可能な一対のロックピン２５２と、これら一対のロックピン２５２を径方向外側へ付勢するロックスプリング２５３と、外筒２５１の内底部とピボット機構２５ａの底部との間に設けられ、ピボット機構２５ａを外筒２５１の上方に押圧して付勢するロストモーションスプリング２５４とを備えている。

図２（ａ）に示すように、ロックピン２５２が外筒２５１の貫通孔２５１ａに嵌合していてピボット機構２５ａが上方に突出し固定されたロック状態にあるときには、該ロック状態にあるピボット機構２５ａの頂部がスイングアーム２０，２１の揺動の支点となるため、カムシャフト１８，１９の回転によりカム部１８ａ，１９ａがカムフォロア２０ａ，２１ａを下方に押すと、吸排気弁１４，１５がリターンスプリング１６，１７の付勢力に抗して下方に押されて開弁する。したがって、第１及び第４気筒について弁停止機構２５ｂをこのロック状態にすることで、全気筒運転を行うことができる。

一方、図２（ｂ）に示すように、作動油圧により両ロックピン２５２の外側端面を押圧すると、ロックスプリング２５３の圧縮力に抗して、両ロックピン２５２は互いに接近するように外筒２５１の径方向内側に後退して、外筒２５１の貫通孔２５１ａと嵌合しなくなり、これにより、ロックピン２５２の上方に位置するピボット機構２５ａが軸方向に移動可能なロック解除状態となる。

このロック解除状態で、ピボット機構２５ａがロストモーションスプリング２５４の付勢力に抗して下方に押圧されると、図２（ｃ）に示すような弁停止状態となる。すなわち、吸排気弁１４，１５を上方に付勢するリターンスプリング１６，１７の方がピボット機構２５ａを上方に付勢するロストモーションスプリング２５４よりも付勢力が強くなるように構成されているため、上記ロック解除状態でカムシャフト１８，１９の回転によりカム部１８ａ，１９ａがカムフォロア２０ａ，２１ａを下方に押すと、吸排気弁１４，１５の頂部がスイングアーム２０，２１の揺動の支点となり、吸排気弁１４，１５は閉弁されたまま、ピボット機構２５ａがロストモーションスプリング２５４の付勢力に抗して下方に押される。したがって、弁停止機構２５ｂをロック解除状態にすることで、減気筒運転を行うことができる。

次に、図３を参照しながら、エンジン２の全気筒において吸気弁１４及び排気弁１５のうち少なくとも一方（本実施形態では、両方）の弁特性を油圧作動により変更する可変バルブタイミング機構３２，３３（以下、単にＶＶＴという。）について説明する。ＶＶＴ３２は吸気側のＶＶＴであり、ＶＶＴ３３は排気側のＶＶＴである。ＶＶＴ３２，３３も、油圧作動式弁停止装置と同様に、油圧作動装置である。

ＶＶＴ３２，３３は、略円環状のハウジング３２１，３３１と、該ハウジング３２１，３３１の内部に収容されたロータ３２４，３３２とを有しており、ハウジング３２１，３３１は、クランクシャフト９と同期して回転するカムプーリ３２３，３３３と一体回転可能に連結され、ロータ３２２，３３２は、吸排気弁１４，１５を開閉させるカムシャフト１８，１９と一体回転可能に連結されている。ハウジング３２１，３３１の内部には、ハウジング３２１，３３１の内周面とロータ３２２，３３２に設けられたベーン３２４，３３４とで区画された遅角油圧室３２５，３３５と進角油圧室３２６，３３６とが複数形成されている。これら遅角油圧室３２５，３３５及び進角油圧室３２６，３３６には、第１方向切替弁３４，３５（図４参照）を介して、オイルを供給する後述の可変容量型オイルポンプ３６（図４参照）が接続されている。この第１方向切替弁３４，３５の制御により遅角油圧室３２５，３３５にオイルを導くと、油圧によりカムシャフト１８，１９がその回転方向（図３（ａ）の矢印の方向）とは逆向きに動くため、吸排気弁１４，１５の開時期が遅くなり、一方で、進角油圧室３２６，３３６にオイルを導くと、油圧によりカムシャフト１８，１９がその回転方向に動くため、吸排気弁１４，１５の開時期が早くなる。

図３（ｂ）は、吸気弁１４及び排気弁１５の開弁位相を示しており、図からわかるように、ＶＶＴ３２（及び／又は３３）によって、吸気弁１４の開弁位相を進角方向（図３（ｂ）の矢印を参照）に変更する（及び／又は、排気弁１５の開弁位相を遅角方向に変更する）と、排気弁１５の開弁期間と吸気弁１４の開弁期間（一点鎖線を参照）とがオーバーラップする。このように吸気弁１４及び排気弁１５の開弁期間をオーバーラップさせることで、エンジン燃焼時の内部ＥＧＲ量を増加させることができ、ポンピングロスを低減して燃費性能を向上できる。また、燃焼温度を抑えることもできるため、ＮＯｘの発生を抑えて排気浄化を図れる。一方、ＶＶＴ３２（及び／又は３３）によって、吸気弁１４の開弁位相を遅角方向に変更する（及び／又は、排気弁１５の開弁位相を進角方向に変更する）と、吸気弁１４の開弁期間（実線を参照）と排気弁１５の開弁期間とのバルブオーバーラップ量が減少するために、アイドリング時等のようにエンジン負荷が所定値以下の低負荷時には、安定燃焼性を確保できる。本実施形態では、高負荷時にバルブオーバーラップ量を出来る限り大きくするために、上記低負荷時にも、吸気弁１４及び排気弁１５の開弁期間をオーバーラップさせるようにしている。

次に、図４を参照しながら、上述のエンジン２にオイルを供給するためのオイル供給装置１について詳細に説明する。図示するように、オイル供給装置１は、クランク軸９の回転によって駆動される可変容量型オイルポンプ３６（以下、オイルポンプ３６という。）と、オイルポンプ３６に接続され、オイルポンプ３６により昇圧されたオイルをエンジン２の潤滑部及び油圧作動装置に導く給油路５０（油圧経路）とを備えている。オイルポンプ３６は、エンジン２により駆動される補機であり、この補機としては、その他に、エンジン２により駆動されて発電する発電機としてのオルタネータ８１（図４参照）等がある。

上記給油路５０は、パイプや、シリンダヘッド４、シリンダブロック５等に穿設された通路からなる。給油路５０は、オイルポンプ３６に連通され、オイルポンプ３６（詳細には、後述の吐出口３６１ｂ）からシリンダブロック５内の分岐点５４ａまで延びる第１連通路５１と、シリンダブロック５内で気筒列方向に延びる上記メインギャラリ５４と、該メインギャラリ５４上の分岐点５４ｂからシリンダヘッド４まで延びる第２連通路５２と、シリンダヘッド４内で吸気側と排気側との間を略水平方向に延びる第３連通路５３と、シリンダヘッド４内で第３連通路５３から分岐する複数の油路６１〜６９とを備えている。

上記オイルポンプ３６は、該オイルポンプ３６の容量を変更してオイルポンプ３６のオイル吐出量を可変にする公知の可変容量型オイルポンプであって、一端側が開口するように形成されかつ内部が断面円形状の空間からなるポンプ収容室を有するポンプボディと該ポンプボディの上記一端開口を閉塞するカバー部材とからなるハウジング３６１と、該ハウジング３６１に回転自在に支持され、上記ポンプ収容室の略中心部を貫通しかつクランク軸９によって回転駆動される駆動軸３６２と、上記ポンプ収容室内に回転自在に収容されて中心部が駆動軸３６２に結合されたロータ３６３及び該ロータ３６３の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット内にそれぞれ出没自在に収容されたべーン３６４からなるポンプ要素と、該ポンプ要素の外周側にロータ３６３の回転中心に対して偏心可能に配置され、ロータ３６３及び相隣接するべーン３６４と共に複数の作動油室であるポンプ室３６５を画成するカムリング３６６と、上記ポンプボディ内に収容され、ロータ３６３の回転中心に対するカムリング３６６の偏心量が増大する側へカムリング３６６を常時付勢する付勢部材であるスプリング３６７と、ロータ３６３の内周側の両側部に摺動自在に配置された、ロータ３６３よりも小径の一対のリング部材３６８とを備えている。ハウジング３６１は、内部のポンプ室３６５にオイルを供給する吸入口３６１ａと、ポンプ室３６５からオイルを吐出する吐出口３６１ｂとを備えている。ハウジング３６１の内部には、該ハウジング３６１の内周面とカムリング３６６の外周面により画成された圧力室３６９が形成されており、該圧力室３６９に開口する導入孔３６９ａが設けられている。オイルポンプ３６は、導入孔３６９ａから圧力室３６９にオイルを導入することで、カムリング３６６が支点３６１ｃに対して揺動して、ロータ３６３がカムリング３６６に対して相対的に偏心し、オイルポンプ３６の吐出容量が変化するように構成されている。

オイルポンプ３６の吸入口３６１ａには、オイルパン６に臨むオイルストレーナ３９が接続されている。オイルポンプ３６の吐出口３６１ｂに連通する第１連通路５１には、上流側から下流側に順に、オイルフィルタ３７及びオイルクーラ３８が配置されており、オイルパン６内に貯留されたオイルは、オイルストレーナ３９を通じてオイルポンプ３６によってくみ上げられた後、オイルフィルタ３７で濾過されかつオイルクーラ３８で冷却されてからシリンダブロック５内のメインギャラリ５４に導入される。

メインギャラリ５４は、４つのピストン８の背面側に冷却用オイルを噴射するための上記オイルジェット２８と、クランク軸９を回動自在に支持する５つのメインジャーナルに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４１と、４つのコネクティングロッドを回転自在に連結する、クランク軸９のクランクピンに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４２とに接続されており、このメインギャラリ５４にはオイルが常時供給される。

メインギャラリ５４上の分岐点５４ｃの下流側には、油圧式チェーンテンショナへオイルを供給するオイル供給部４３と、リニアソレノイドバルブ４９を介してオイルポンプ３６の圧力室３６９へ導入孔３６９ａからオイルを供給する油路４０とが接続されている。

第３連通路５３の分岐点５３ａから分岐する油路６８は、排気側第１方向切替弁３５を介して、排気弁１５の開閉時期を変更するための排気側ＶＶＴ３３の進角油圧室３３６及び遅角油圧室３３５に接続されており、第１方向切替弁３５を制御することでオイルが供給されるように構成されている。また、分岐点５３ａから分岐する油路６４は、排気側のカムシャフト１９のカムジャーナルに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４５（図４の白抜き三角△を参照）と、ＨＬＡ２４（図４の黒三角▲を参照）と、弁停止機構付きＨＬＡ２５（図４の白抜き楕円を参照）とに接続されており、この油路６４にはオイルが常時供給される。さらに、油路６４の分岐点６４ａから分岐する油路６６は、排気側のスイングアーム２１に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー３０に接続されており、この油路６６には油が常時供給される。

吸気側についても、排気側と同様であり、第３連通路５３の分岐点５３ｃから分岐する油路６７は、吸気側第１方向切替弁３４を介して、吸気弁１４の開閉時期を変更するためのＶＶＴ３２の進角油圧室３２６及び遅角油圧室３２５に接続されている。また、分岐点５３ｄから分岐する油路６３は、吸気側のカムシャフト１８のカムジャーナルに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４４（図４の白抜き三角△を参照）と、ＨＬＡ２４（図４の黒三角▲を参照）と、弁停止機構付きＨＬＡ２５（図４の白抜き楕円を参照）とに接続されている。さらに、油路６３の分岐点６３ａから分岐する油路６５は、吸気側のスイングアーム２０に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー２９に接続されている。

また、第３連通路５３の分岐点５３ｃから分岐する油路６９には、オイルの流れる方向を上流側から下流側への一方向のみに規制する逆止弁４８と、逆止弁４８と分岐点５３ｃとの間に位置しかつ給油路５０（油路６９における逆止弁４８よりも上流側）における油圧を検出する油圧センサ７０とが配設されている。油圧センサ７０は、オイルポンプ３６によりエンジン２の潤滑部及び油圧作動装置にオイルを供給するための油圧経路（給油路５０）における油圧を検出する油圧検出装置を構成する。

上記油路６９は、逆止弁４８の下流側の分岐点６９ａで、弁停止機構付きＨＬＡ２５用の装着穴２６，２７に連通する上記２つの油路６１，６２に分岐する。油路６１，６２は、吸気側及び排気側の第２方向切替弁４６，４７を介して、吸気側及び排気側の弁停止機構付きＨＬＡ２５の弁停止機構２５ｂにそれぞれ接続されており、これら第２方向切替弁４６，４７を制御することで各弁停止機構２５ｂにオイルが供給されるように構成されている。

クランク軸９及びカムシャフト１８，１９を回転自在に支持するメタルベアリングや、ピストン８、カムシャフト１８，１９等に供給された潤滑用及び冷却用のオイルは、冷却や潤滑を終えた後、図示しないドレイン油路を通ってオイルパン６内に滴下し、オイルポンプ３６により再び環流される。

上記エンジン２の作動は、コントローラ１００によって制御される。コントローラ１００には、エンジン２の運転状態を検出する各種センサからの検出情報が入力される。コントローラ１００は、例えば、クランク角センサ７１によりクランク軸９の回転角度を検出し、この検出信号に基づいてエンジン回転速度を検出する。また、スロットルポジションセンサ７２により、エンジン２が搭載された車両の乗員によるアクセルペダルの踏み込み量（アクセル開度）を検出し、これに基づいてエンジン負荷を検出する。さらに、油温センサ７３及び上記油圧センサ７０により上記油圧経路におけるオイルの温度及び圧力をそれぞれ検出する。油温センサ７３は、上記油圧経路（本実施形態では、給油路５０の第３連通路５３）に配設されている。さらに、カムシャフト１８，１９の近傍に設けられたカム角センサ７４により、カムシャフト１８，１９の回転位相を検出し、このカム角に基づいてＶＶＴ３２，３３の作動角を検出する。また、水温センサ７５によって、エンジン２を冷却する冷却水の温度（以下、水温という）を検出する。

コントローラ１００は、周知のマイクロコンピュータをベースとする制御装置であって、各種センサ（油圧センサ７０、クランクポジションセンサ７１、スロットルポジションセンサ７２、油温センサ７３、カム角センサ７４、水温センサ７５等）からの検出信号を入力する信号入力部と、制御に係る演算処理を行う演算部と、制御対象となる装置（第１方向切替弁３４，３５、第２方向切替弁４６，４７、リニアソレノイドバルブ４９、オルタネータ８１等）に制御信号を出力する信号出力部と、制御に必要なプログラムやデータ（後述する油圧制御マップやデューティ比マップ等）を記憶する記憶部とを備えている。

リニアソレノイドバルブ４９は、エンジン２の運転状態に応じてオイルポンプ３６からの吐出量を制御するための流量（吐出量）制御弁である。リニアソレノイドバルブ４９の開弁時にオイルポンプ３６の圧力室３６９にオイルが供給されるようになっているが、リニアソレノイドバルブ４９自体の構成は周知であるため説明を省略する。尚、流量（吐出量）制御弁としては、リニアソレノイドバルブ４９に限らず、例えば電磁制御弁を用いてもよい。

コントローラ１００は、リニアソレノイドバルブ４９に対し、エンジン２の運転状態に応じたデューティ比の制御信号を送信して、リニアソレノイドバルブ４９を介して、オイルポンプ３６の圧力室３６９へ供給する油圧を制御する。この圧力室３６９の油圧により、カムリング３６６の偏心量を制御してポンプ室３６５の内部容積の変化量を制御することで、オイルポンプ３６の流量（吐出量）を制御する。つまり、上記デューティ比によってオイルポンプ３６の容量が制御される。ここで、オイルポンプ３６は、エンジン２のクランク軸９で駆動されるため、図５に示すように、オイルポンプ３６の流量（吐出量）はエンジン回転速度に比例する。そして、デューティ比が、１サイクルの時間に対するリニアソレノイドバルブ４９への通電時間の割合を表す場合、図示するように、デューティ比が大きいほどオイルポンプ３６の圧力室３６９への油圧が増すため、エンジン回転速度に対するオイルポンプ３６の流量の傾きが減る。オイルポンプ３６の吐出量が増大するに連れて、エンジン２により駆動されるオイルポンプ３６の駆動負荷が増大することになり、オイルポンプ３６の吐出量の制御は、オイルポンプ３６の駆動負荷の制御でもある。

このようにコントローラ１００は、オイルポンプ３６の容量を変更してオイルポンプ３６の吐出量を制御するポンプ制御装置を構成するとともに、補機としてのオイルポンプ３６の駆動負荷を制御する補機制御装置を構成することになる。また、コントローラ１００は、補機としてのオルタネータ８１の駆動負荷も制御する。

次に、図６を参照しながら、エンジン２の減気筒運転について説明する。エンジン２の減気筒運転又は全気筒運転は、エンジン２の運転状態に応じて切り替えられる。すなわち、エンジン回転速度、エンジン負荷及びエンジン２の水温から把握されるエンジン２の運転状態が、図示する減気筒運転領域内にあるときは減気筒運転が実行される。また、図示するように、この減気筒運転領域に隣接して減気筒運転準備領域が設けられており、エンジンの運転状態がこの減気筒運転準備領域内にあるときは減気筒運転を実行するための準備として、油圧を弁停止機構２５ｂの要求油圧に向けて予め昇圧させておく。そして、エンジン２の運転状態がこれら減気筒運転領域及び減気筒運転準備領域の外にあるときは、全気筒運転を実行する。

図６（ａ）を参照すると、所定のエンジン負荷（Ｌ０以下）で加速して、エンジン回転速度が上昇する場合、エンジン回転速度が所定回転速度Ｖ１未満では、全気筒運転を行い、エンジン回転速度がＶ１以上かつＶ２（＞Ｖ１）未満になると、減気筒運転の準備に入り、エンジン回転速度がＶ２以上になると、減気筒運転を行う。また、例えば、所定のエンジン負荷（Ｌ０以下）で減速して、エンジン回転速度が下降する場合、エンジン回転速度がＶ４以上では、全気筒運転を行い、エンジン回転速度がＶ３（＜Ｖ４）以上かつＶ４未満になると、減気筒運転の準備を行い、エンジン回転速度がＶ３以下になると、減気筒運転を行う。

図６（ｂ）を参照すると、所定のエンジン回転速度（Ｖ２以上Ｖ３以下）、所定のエンジン負荷（Ｌ０以下）で走行し、エンジン２が暖機して水温が上昇する場合、水温がＴ０未満では全気筒運転を行い、水温がＴ０以上かつＴ１未満になると減気筒運転の準備を行い、水温がＴ１以上になると減気筒運転を行う。

仮に上記減気筒運転準備領域を設けなかった場合、全気筒運転から減気筒運転に切り替える際、エンジン２の運転状態が減気筒運転領域に入ってから油圧を弁停止機構２５ｂの要求油圧まで昇圧させることになるが、油圧が要求油圧に達するまでの時間分、減気筒運転を行う時間が短くなるため、この減気筒運転を行う時間が短くなる分、エンジン２の燃費効率が下がってしまう。

そこで、本実施形態では、エンジン２の燃費効率を最大限上げるため、減気筒運転領域に隣接して減気筒運転準備領域が設けて、この減気筒運転準備領域において油圧を予め昇圧させておき、油圧が要求油圧に達するまでの時間分のロスをなくすように目標油圧（図７（ａ）参照）を設定しておく。

尚、図６（ａ）に示すように、減気筒運転領域の高エンジン負荷側に隣接する、一点鎖線で示された領域を減気筒運転準備領域としてもよい。これにより、例えば、所定のエンジン回転速度（Ｖ２以上Ｖ３以下）においてエンジン負荷が下降する場合、エンジン負荷がＬ１（＞Ｌ０）以上では、全気筒運転を行い、エンジン負荷がＬ０以上かつＬ１未満になると、減気筒運転の準備に入り、エンジン負荷がＬ０以下になると、減気筒運転を行うようにしてもよい。

次に、図７を参照しながら、各油圧作動装置（ここでは、弁停止機構２５ｂ及びＶＶＴ３２，３３に加えて、オイルジェット２８や、クランク軸９のジャーナル等のメタルベアリングも油圧作動装置に含まれるものとする）の要求油圧と、オイルポンプ３６の目標油圧とについて説明する。本実施形態におけるオイル供給装置１は、１つのオイルポンプ３６によって複数の油圧作動装置にオイルを供給しており、各油圧作動装置が必要とする要求油圧は、エンジン２の運転状態に応じて変化する。そのため、エンジン２の全ての運転状態において全ての油圧作動装置が必要な油圧を得るためには、当該オイルポンプ３６は、エンジン２の運転状態ごとに各油圧作動装置の要求油圧のうちで最も高い要求油圧以上の油圧を当該エンジン２の運転状態に応じた目標油圧に設定する必要がある。そのためには、本実施形態においては、全ての油圧作動装置のうちで要求油圧が比較的高い弁停止機構２５ｂ、オイルジェット２８、クランク軸９のジャーナル等のメタルベアリング及びＶＶＴ３２，３３の要求油圧を満たすように目標油圧を設定すればよい。なぜなら、このように目標油圧を設定すれば、要求油圧が比較的低い他の油圧作動装置は当然に要求油圧が満たされるからである。

図７（ａ）を参照すると、エンジン２の低負荷運転時において、要求油圧が比較的高い油圧作動装置は、ＶＶＴ３２，３３、メタルベアリング及び弁停止機構２５ｂである。これら各油圧作動装置の要求油圧は、エンジン２の運転状態に応じて変化する。例えば、ＶＶＴ３２，３３の要求油圧（図７では、「ＶＶＴ要求油圧」と記載）は、エンジン回転速度がＶ０（＜Ｖ１）以上で略一定である。メタルベアリングの要求油圧（図７では、「メタル要求油圧」と記載）は、エンジン回転速度が大きくなるにつれて大きくなる。弁停止機構２５ｂの要求油圧（図７では、「弁停止要求油圧」と記載）は、所定範囲のエンジン回転速度（Ｖ２〜Ｖ３）においてほぼ一定である。そして、これらの要求油圧をエンジン回転速度ごとに大小を比較すると、エンジン回転速度がＶ０よりも低いときにはメタル要求油圧しかなく、エンジン回転速度がＶ０〜Ｖ２では、ＶＶＴ要求油圧が最も高く、エンジン回転速度がＶ２〜Ｖ３では、弁停止要求油圧が最も高く、エンジン回転速度がＶ３〜Ｖ６では、ＶＶＴ要求油圧が最も高く、エンジン回転速度がＶ６以上では、メタル要求油圧が最も高い。したがって、エンジン回転速度ごとに上述の最も高い要求油圧を基準目標油圧としてオイルポンプ３６の目標油圧に設定する必要がある。

ここで、減気筒運転を行うエンジン回転速度（Ｖ２〜Ｖ３）の前後のエンジン回転速度（Ｖ１〜Ｖ２、Ｖ３〜Ｖ４）においては、減気筒運転の準備のために目標油圧が弁停止要求油圧に向けて予め昇圧するように基準目標油圧から補正して設定されている。これによれば、図６において説明したように、エンジン回転速度が減気筒運転を行うエンジン回転速度になる際に油圧が弁停止要求油圧に達するまでの時間分のロスをなくして、エンジンの燃費効率を向上できる。この補正により設定されたオイルポンプ３６の目標油圧（図７では、「オイルポンプ目標油圧」と記載）の一例が、図７（ａ）の太線（Ｖ１〜Ｖ２、Ｖ３〜Ｖ４）で示されている。

さらに、オイルポンプ３６の応答遅れやオイルポンプ３６の過負荷等を考慮すると、前述の減気筒運転準備の補正を行った後の基準目標油圧について、エンジン回転速度に対して要求油圧が急激に変化するエンジン回転速度（例えば、Ｖ０、Ｖ１、Ｖ４）における油圧の変化が小さくなるように、要求油圧以上の油圧でエンジン回転速度に応じて漸次増加又は減少するように補正して目標油圧として設定するのがよい。この補正を行って設定されたオイルポンプ３６の目標油圧の一例が、図７（ａ）に太線（Ｖ０以下、Ｖ０〜Ｖ１、Ｖ４〜Ｖ５）で示されている。

図７（ｂ）を参照すると、エンジン２の高負荷運転時において、要求油圧が比較的高い油圧作動装置は、ＶＶＴ３２，３３、メタルベアリング及びオイルジェット２８である。低負荷運転の場合と同様に、これら各油圧作動装置の要求油圧はエンジン２の運転状態に応じて変化し、例えば、ＶＶＴ要求油圧は、エンジン回転速度がＶ０′以上で略一定であり、メタル要求油圧は、エンジン回転速度が大きくなるにつれて大きくなる。また、オイルジェット２８の要求油圧は、エンジン回転速度がＶ２′未満では０であり、そこから或る回転速度まではエンジン回転速度に応じて高くなり、その回転速度以上では一定である。

高負荷運転の場合も低負荷運転の場合と同様に、エンジン回転速度に対して要求油圧が急激に変化するエンジン回転速度（例えば、Ｖ０′、Ｖ２′）において基準目標油圧を補正して目標油圧として設定するのがよく、適宜補正（特に、Ｖ０′以下、Ｖ１′〜Ｖ２′で補正）を行って設定されたオイルポンプ３６の目標油圧の一例が、図７（ｂ）に太線で示されている。

尚、図示されているオイルポンプ３６の目標油圧は、折れ線状に変化するものであるが、曲線状に滑らかに変化するものであってもよい。また、本実施形態においては、要求油圧が比較的高い弁停止機構２５ｂ、オイルジェット２８、メタルベアリング及びＶＶＴ３２，３３の要求油圧に基づいて目標油圧を設定したが、目標油圧を設定するのに考慮する油圧作動装置はこれらに限るものではない。要求油圧が比較的高い油圧作動装置があればどのようなものであっても、その要求油圧を考慮して目標油圧を設定すればよい。

次に、図８を参照しながら、油圧制御マップについて説明する。図７で示したオイルポンプ３６の目標油圧は、エンジン回転速度をパラメータとしたものであるが、さらに、エンジン負荷と油温もパラメータとして目標油圧を３次元グラフに表したのが、図８に示した油圧制御マップである。すなわち、この油圧制御マップは、エンジン２の運転状態（ここでは、エンジン回転速度及びエンジン負荷に加えて、油温も含む）ごとに各油圧作動装置の要求油圧のうちで最も高い要求油圧に基づいて、当該運転状態に応じた目標油圧が予め設定されたものである。

図８（ａ）、図８（ｂ）及び図８（ｃ）は、エンジン２（油温）の高温時、温間時及び冷間時の油圧制御マップをそれぞれ示している。コントローラ１００は、オイルの油温に応じてこれらの油圧制御マップを使い分ける。すなわち、エンジン２を始動してエンジン２が冷間状態（油温がＴ１未満）にあるときは、コントローラ１００は、図８（ｃ）に示す冷間時の油圧制御マップに基づいてエンジン２の運転状態（エンジン回転速度、エンジン負荷）に応じた目標油圧を読み取る。エンジン２が暖機してオイルが所定の油温Ｔ１以上になると、図８（ｂ）に示す温間時の油圧制御マップに基づいて目標油圧を読み取り、エンジン２が完全に暖機してオイルが所定の油温Ｔ２（＞Ｔ１）以上になると、図８（ａ）に示す高温時の油圧制御マップに基づいて目標油圧を読み取る。

尚、本実施形態では、油温を高温時、温間時及び冷間時の３つの温度範囲に分けて各温度範囲ごとに予め設定された油圧制御マップを用いて目標油圧を読み取ったが、油温を考慮しないで１つの油圧制御マップのみを用いて目標油圧を読み取るようにしてもよい。また、逆に、より細かく温度範囲を分けてより多くの油圧制御マップを用意してよい。さらに、１つの油圧制御マップ（例えば、温間時の油圧制御マップ）が対象とする温度範囲内（Ｔ１≦ｔ＜Ｔ２）にある油温ｔはいずれも同じ値の目標油圧Ｐ１を読み取ったが、前後の温度範囲内（Ｔ２≦ｔ）の目標油圧（Ｐ２）を考慮して、油温ｔに応じて目標油圧ｐを比例換算（ｐ＝（ｔ−Ｔ１）×（Ｐ２−Ｐ１）／（Ｔ２−Ｔ１））により算出できるようにしてもよい。このように温度に応じた目標油圧をより高精度に読み取り、算出可能にすることで、より高精度なポンプ容量の制御が可能になる。

次に、図９を参照しながら、デューティ比マップについて説明する。ここでのデューティ比マップは、上述の油圧制御マップからエンジン２の運転状態（エンジン回転速度、エンジン負荷及び油温）ごとの目標油圧を読み取り、該読み取った目標油圧に基づいて油路の流路抵抗等を考慮してオイルポンプ３６から供給されるオイルの目標吐出量を設定し、該設定した目標吐出量に基づいてそのエンジン回転速度（オイルポンプ回転数）等を考慮して算出した当該運転状態に応じた目標デューティ比が予め設定されたものである。

図９（ａ）、図９（ｂ）及び図９（ｃ）は、エンジン２（油温）の高温時、温間時及び冷間時のデューティ比マップをそれぞれ示している。コントローラ１００は、オイルの油温に応じてこれらのデューティ比マップを使い分ける。すなわち、エンジン２の始動時は、エンジンが冷間状態であるため、コントローラ１００は、図９（ｃ）に示す冷間時のデューティ比マップに基づいて、エンジン２の運転状態（エンジン回転速度、エンジン負荷）に応じたデューティ比を読み取る。エンジン２が暖機してオイルが所定の油温Ｔ１以上になると、図９（ｂ）に示す温間時のデューティ比マップに基づいて目標デューティ比を読み取り、エンジン２が完全に暖機してエンジンが所定の油温Ｔ２（＞Ｔ１）以上になると、図９（ａ）に示す高温時のデューティ比マップに基づいて目標デューティ比を読み取る。

尚、本実施形態では、油温を高温時、温間時及び冷間時の３つの温度範囲に分けて各温度範囲ごとに予め設定されたデューティ比マップを用いてデューティ比を読み取ったが、上述の油圧制御マップと同様に、１つのデューティ比マップのみを用意したり、より細かく温度範囲を分けてより多くのデューティ比マップを用意したり、油温に応じて目標デューティ比を比例換算により算出できるようにしてもよい。

次に、図１０のフローチャートに従って、コントローラ１００によるオイルポンプ３６の流量（吐出量）制御動作について説明する。

まず、ステップＳ１で、始動後のエンジン２の運転状態を把握するために、各種センサより検出情報を読み込んで、エンジン負荷、エンジン回転速度、油温等を検出する。

続いて、ステップＳ２で、コントローラ１００に予め記憶されているデューティ比マップを読み出し、ステップＳ１で読み込まれたエンジン負荷、エンジン回転速度及び油温に応じた目標デューティ比を読み取る。

次のステップＳ３で、現在のデューティ比が、上記ステップＳ２で読み取られた目標デューティ比に一致しているか否かを判定する。このステップＳ３の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ５に進む。一方、ステップＳ３の判定がＮＯであるときには、ステップＳ４に進んで、目標デューティ比をリニアソレノイドバルブ４９（図１０のフローチャートでは、「流量制御弁」と記載）へ信号を出力し、しかる後にステップＳ５に進む。

ステップＳ５では、油圧センサ７０より現在の油圧を読み込み、次のステップＳ６で、予め記憶されている油圧制御マップを読み出し、この油圧制御マップから現在のエンジンの運転状態に応じた目標油圧を読み取る。

次のステップＳ７では、現在の油圧が、上記ステップＳ６で読み取られた目標油圧に一致しているか否かを判定する。このステップＳ７の判定がＮＯであるときには、ステップＳ８に進んで、リニアソレノイドバルブ４９に対し目標デューティ比を所定割合変更した出力信号を出力し、しかる後に上記ステップＳ５に戻る。すなわち、油圧センサ７０により検出される油圧が、上記目標油圧になるように、オイルポンプ３６の吐出量を制御する。

一方、ステップＳ７の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ９に進んで、エンジン負荷、エンジン回転速度及び油温を検出し、次のステップＳ１０で、エンジン負荷、エンジン回転速度及び油温が変わったか否かを判定する。

ステップＳ１０の判定がＹＥＳであるときには、上記ステップＳ２に戻る一方、ステップＳ１０の判定がＮＯであるときには、上記ステップＳ５に戻る。尚、上述の流量制御は、エンジン２が停止するまで継続される。

上述のオイルポンプ３６の流量制御は、デューティ比のフィードフォワード制御と油圧のフィードバック制御とを組み合わせたものであり、この流量制御によれば、フィードフォワード制御による応答性の向上とフィードバック制御による精度の向上とを実現している。

続いて、図１１のフローチャートに従って、コントローラ１００による気筒数制御の動作について説明する。

まず、ステップＳ１１で、始動後のエンジン２の運転状態を把握するために、各種センサより検出情報を読み込んで、エンジン負荷、エンジン回転速度、水温等を検出する。

次のステップＳ１２で、その読み込んだエンジン負荷、エンジン回転速度及び水温に基づいて、現在のエンジンの運転状態が弁停止作動条件を満たしているか（減気筒運転領域内にあるか）否かを判定する。

上記ステップＳ１２の判定がＮＯであるときには、ステップＳ１３に進んで、４気筒運転（全気筒運転）を行う。

一方、上記ステップＳ１２の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ１４に進んで、ＶＶＴ３２，３３につながる第１方向切替弁３４，３５を作動させ、次のステップＳ１５で、カム角センサ７４から現在のカム角を読み込む。

次のステップＳ１６では、上記読み込んだ現在のカム角に対応するＶＶＴ３２，３３の現在の作動角が、目標の作動角となっているか否かを判定する。

上記ステップＳ１６の判定がＮＯであるときには、上記ステップＳ１５に戻る。すなわち、現在の作動角が目標の作動角になるまで第２方向切替弁４６，４７の作動を禁止する。

上記ステップＳ１６の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ１７に進んで、第２方向切替弁４６，４７を作動させて、２気筒運転（減気筒運転）を行う。

次に、図１２を参照しながら、エンジン２の運転状態が減気筒運転領域内に入った直後の減気筒運転要求時においてＶＶＴ３２が作動している場合（ここでは、ＶＶＴ３２，３３のうちＶＶＴ３２のみが作動するものとする）に、図１１に示した気筒数制御動作を実行した具体例について説明する。

時刻ｔ１において、ＶＶＴ３２用の第１方向切替弁３４が作動される。これにより、ＶＶＴ３２の進角油圧室３２６へのオイルの供給が開始され、ＶＶＴ３２の作動角がθ２からθ１へ向かって変化する。これにより、油圧が弁停止要求油圧Ｐ１よりも低下する。

ここで、現在のエンジン２の運転状態が減気筒運転領域内に入り弁停止作動条件を満たした場合、ＶＶＴ３２の作動を継続させてＶＶＴ３２の作動角が目標の作動角θ１に達するまで、すなわち、油圧が弁停止要求油圧Ｐ１よりも低下している間は、弁停止機構２５ｂを作動させない。

時刻ｔ２において、ＶＶＴ３２の作動角が目標の作動角θ１になり、ＶＶＴ３２の作動が完了すると、ＶＶＴ３２の進角油圧室３２６へのオイルの供給が終了するため、油圧が弁停止要求油圧Ｐ１まで戻る。

油圧が弁停止要求油圧Ｐ１に戻った時刻ｔ２以降の時刻ｔ３において、第２方向切替弁４６，４７が作動されて弁停止機構２５ｂに油圧が供給され、エンジンは４気筒運転から２気筒運転に切り替わる。上記のように、ＶＶＴ３２を進角制御した後に、減気筒（２気筒）運転に移行するため、吸排気弁１４，１５の進角制御により吸気充填量を高めて２気筒で負荷を受け持つこととなりエンジン２の回転変動を抑制することができる。

上記逆止弁４８は、第３連通路５３における油圧が、弁停止機構２５ｂの要求油圧以上になると開弁するようにスプリングで付勢され、上流側から下流側への一方向のみにオイル流れを規制する。また、この逆止弁４８は、ＶＶＴ３２，３３の要求油圧よりも大きい油圧で開弁するものである。

弁停止機構２５ｂを作動させる減気筒運転中にＶＶＴ３２，３３が作動すると、第３連通路５３の油圧が低下するが、油路６９に設けられた逆止弁４８によって、弁停止機構２５ｂから、逆止弁４８の上流にある第３連通路５３へのオイルの流れが遮蔽されるため、逆止弁４８の下流側にある弁停止機構２５ｂでの要求油圧が確保される。したがって、第３連通路５３の油圧の低下による弁停止機構２５ｂの誤作動を防止することができる。

上記したように、アイドリング時等のようにエンジン負荷が所定値以下の低負荷時には、高負荷時と同様に、吸気弁１４及び排気弁１５の開弁期間をオーバーラップさせるようにしている。また、上記低負荷時（本実施形態では、エンジン回転速度が所定回転速度Ｖ１未満であるときの上記低負荷時）には、全気筒運転とされる。尚、エンジン回転速度に関係なく、上記低負荷時であれば、全気筒運転とするようにしてもよい。

上記低負荷時のバルブオーバーラップ量が大きくなると、エンジン２の各気筒内において新気の量に比べて内部ＥＧＲ量が相対的に多くなって燃焼安定性が低下するので、上記低負荷時のバルブオーバーラップ量は、燃焼安定性を確保できる範囲で出来る限り大きい値に設定しており、上記低負荷時のバルブオーバーラップ量がその設定された値よりも大きくなると、燃焼安定性が悪化する可能性がある。

ここで、本実施形態では、第１及び第４気筒の吸排気弁１４，１５をエンジン２の運転状態に応じて作動停止させる弁停止機構２５ｂが設けられている。この弁停止機構２５ｂにおいて、外筒２５１の貫通孔２５１ａとロックピン２５２との間には、どうしてもクリアランスが生じ、このクリアランスは、製造誤差によってばらつく。このクリアランスを考慮すると、第１及び第４気筒の吸排気弁１４，１５のカムリフト特性におけるランプ部の期間中の弁リフト量を、第２及び第３気筒のそれよりも大きくする必要がある。このように第１及び第４気筒の吸排気弁１４，１５のカムリフト特性におけるランプ部の期間中の弁リフト量を大きくすると、低負荷時における第１及び第４気筒のバルブオーバーラップ量が、低負荷時における第２及び第３気筒のバルブオーバーラップ量よりも大きくなってしまう。このため、上記低負荷時における第２及び第３気筒のバルブオーバーラップ量を、上記のように燃焼安定性を確保できる範囲で出来る限り大きい値に設定したとしても、上記低負荷時におけるる第１及び第４気筒のバルブオーバーラップ量は、それよりも大きくなってしまい、このため、第１及び第４気筒での燃焼安定性が低下し、これにより、エンジントルクの変動が生じる可能性がある。

そこで、本実施形態では、コントローラ１００は、クランク角センサ７１によるクランク軸９の回転角度から、クランク軸９の角速度変動量（クランク軸９の角速度の最大値−最小値）を検出し、弁停止機構２５ｂによる弁作動停止がなされていない全気筒運転時でかつ上記低負荷時において、上記検出された角速度変動量が所定閾値よりも大きいときには、上記角速度変動量が上記所定閾値以下になるように、エンジン２により駆動される第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、上記角速度変動量が上記所定閾値よりも大きくなっている現時点の該トータルの駆動負荷（少なくとも一方の補機の現時点の駆動負荷が０である場合もある）に対して所定量だけ増大させる補機駆動負荷増大制御を実行する。第１補機は、上記車両に搭載された装置（バッテリや電装品）の要求エネルギ（電力）を発生させることが可能な補機であって、本実施形態では、上記要求エネルギとして電力を発生可能なオルタネータ８１であるが、その駆動負荷を制御可能で上記要求エネルギを発生可能なものであれば、オルタネータ８１以外のものであってもよい。第２補機は、本実施形態では、エンジン２の潤滑部及び油圧作動装置に油圧経路を介してオイルを供給するオイルポンプ３６であるが、その駆動負荷を制御可能なものであれば、オイルポンプ３６以外のものであってもよい。上記所定閾値は、上記角速度変動によるエンジン振動によって、エンジン２が搭載された車両の乗員が不快に感じるような値である。

本実施形態では、クランク角センサ７１及びコントローラ１００は、クランク軸９の角速度変動量を検出する角速度変動量検出装置を構成することになる。尚、各気筒内の圧力（燃焼室１１内の圧力）を検出する圧力センサを各気筒毎に設けておき、その各圧力センサによる各気筒内の燃焼圧力から、コントローラ１００が、クランク軸９の角速度変動量を検出するようにすることも可能である。この場合、上記圧力センサ及びコントローラ１００が、上記角速度変動量検出装置を構成することになる。

上記補機駆動負荷増大制御において、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷の増大量（つまり上記所定量）は、上記角速度変動量が上記所定閾値以下に抑制可能なエンジン負荷が得られる量であって、上記角速度変動量に応じた量である。尚、上記角速度変動量に関係なく一定量とすることも可能である。

すなわち、補機の駆動負荷が増大すると、エンジン負荷が増大し、これにより、吸入空気量が増大して、各気筒内で内部ＥＧＲ量に対する新気の量が増大するとともに、燃料噴射量も増大するので、第１及び第４気筒を含めて全気筒で燃焼安定性が向上し、この結果、エンジントルクの変動（上記角速度変動量）が抑制される。

上記補機駆動負荷増大制御において、オイルポンプ３６の駆動負荷を増大させる場合には、オイルポンプ３６の吐出量を増大させる。すなわち、上記全気筒運転時でかつ上記低負荷時において、上記角速度変動量が上記所定閾値よりも大きいときには、上記目標油圧を現時点の目標油圧に対して増大させることで、上記オイルポンプ３６の吐出量を現時点の吐出量に対して増大させる。上記角速度変動量が上記所定閾値以下であるときには、上記油圧制御マップによる目標油圧となるが、上記角速度変動量が上記所定閾値よりも大きいときには、その油圧制御マップによる目標油圧よりも大きい目標油圧となる。上記目標油圧の増大量は、油温に基づいて設定される。すなわち、油温が低くなるに連れて、オイルの粘性が高くなってオイルポンプ３６の駆動負荷が増大するので、その分だけ吐出量の増大量は少なくて済み、この結果、目標油圧の増大量は少なくなる。

本実施形態では、コントローラ１００は、上記補機駆動負荷増大制御において、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して増大させる際、オルタネータ８１の駆動負荷を増大可能なときには、オルタネータ８１の駆動負荷を増大させて、該オルタネータ８１の駆動負荷の増大量の分だけ、オイルポンプ３６の吐出量の増大量（目標油圧の増大量）を調整する。すなわち、オルタネータ８１の駆動負荷を増大可能なときには、オルタネータ８１の駆動負荷を優先的に増大させ（オルタネータ８１が発電状態にないときには、発電状態にして、その発電電力を０から増大させ、オルタネータ８１が発電状態にあるときには、その発電電力を増大させる）、そのオルタネータ８１の駆動負荷の増大量でもって、上記所定量を賄うことができる場合には、オイルポンプ３６の吐出量を増大させない（吐出量の増大量を０にする）。また、オルタネータ８１の駆動負荷の増大量が、上記所定量に対して不足する場合には、オイルポンプ３６の吐出量を増大させ、その吐出量の増大に伴う駆動負荷の増大量を、上記所定量からオルタネータ８１の駆動負荷の増大量を引いた量にする（該量に対応した、目標油圧の増大量にする）。オルタネータ８１の駆動負荷を増大可能なときとは、その駆動負荷の増大に伴って、発生電力を増大可能なときであって、その増大する発生電力を、上記車両に搭載されたバッテリに充電したり、上記車両に搭載された電装品で使用したりすることができるときである。上記バッテリの充電状態（ＳＯＣ）が満充電状態ないしそれに近い状態にあり、上記電装品でも使用できないときには、オルタネータ８１の駆動負荷を増大することができない。このときには、オルタネータ８１の駆動負荷を増大させないで（オルタネータ８１の駆動負荷の増大量を０にし）、オイルポンプ３６の吐出量（オイルポンプ３６の駆動負荷）を増大させる。

ここで、コントローラ１００による上記補機駆動負荷増大制御の動作について、図１３のフローチャートに基づいて説明する。尚、この補機駆動負荷増大制御は、エンジン２の運転状態が減気筒運転領域及び減気筒運転準備領域から外れかつエンジン負荷が上記所定値以下になったときに開始される。

ステップＳ５１で、各種センサより検出情報を読み込んで、エンジン負荷（アクセル開度）、エンジン回転速度、クランク軸９の角速度変動量、水温等を検出し、次のステップＳ５２で、エンジン２の目標トルクを算出する。

次のステップＳ５３で、上記目標トルクに対応して、スロットル弁やＶＶＴ３２，３３による空気量制御及び燃焼噴射弁による燃料噴射量制御を行い、次のステップＳ５４で、点火プラグによる点火時期制御を行う。

次のステップＳ５５では、クランク軸９の角速度変動量が所定閾値以下であるか否かを判定する。このステップＳ５５の判定がＹＥＳであるときには、上記ステップＳ５２に戻る一方、ステップＳ５５の判定がＮＯであるときには、ステップＳ５６に進む。

ステップＳ５６では、目標トルクを修正する。すなわち、目標トルクを、現時点の目標トルクよりも増大させる。具体的には、上記角速度変動量に応じて、目標トルクを、上記角速度変動量が上記所定閾値以下に抑制可能なトルクに増大する。尚、上記角速度変動量に関係なく、現時点の目標トルクに一定のトルクを加えて目標トルクを増大するようにしてもよい。

次のステップＳ５７では、その修正した目標トルクにするために必要な負荷増大量（上記所定量に相当）を算出し、次のステップＳ５８では、オルタネータ８１の駆動負荷を増大可能か否かを判定する。このステップＳ５８の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ５９に進む一方、ステップＳ５８の判定がＮＯであるときには、ステップＳ６１に進む。

上記ステップＳ５９では、オルタネータ８１の駆動負荷を増大する。このとき、上記バッテリのＳＯＣや上記電装品の使用状態等の観点からオルタネータ８１による発生電力の増大量に制限がある場合、該制限された発生電力増大量に対応する駆動負荷増大量が上記必要負荷増大量よりも小さいときには、上記制限された発生電力増大量に対応する駆動負荷増大量とし、上記制限がないか、又は、制限があっても上記制限された発生電力増大量に対応する駆動負荷増大量が上記必要負荷増大量以上であるときには、上記必要負荷増大量に対応する駆動負荷増大量とする。

次のステップＳ６０で、上記オルタネータ８１の駆動負荷の増大量が、上記必要負荷増大量に対して十分であるか否か（上記必要負荷増大量以上であるか否か）を判定する。このステップＳ６０の判定がＹＥＳであるときには、オイルポンプ３６の駆動負荷を増大しないで、上記ステップＳ５２に戻る一方、ステップＳ６０の判定がＮＯであるときには、ステップＳ６１に進む。

上記ステップＳ５８の判定がＮＯであるとき、又は、ステップＳ６０の判定がＮＯであるときに進むステップＳ６１では、オイルポンプ３６の駆動負荷（吐出量）を増大する。すなわち、オルタネータ８１の駆動負荷を増大することができないとき（ステップＳ５８の判定がＮＯであるとき）には、オイルポンプ３６の駆動負荷の増大量を上記必要負荷増大量にし、オルタネータ８１の駆動負荷を増大したが、オルタネータ８１の駆動負荷の増大量が上記必要負荷増大量に足りないとき（ステップＳ６０の判定がＮＯであるとき）には、オルタネータ８１の駆動負荷の増大量を、上記必要負荷増大量からオルタネータ８１の駆動負荷の増大量を引いた値にする。

次のステップＳ６２で、オイルポンプ３６の駆動負荷の増大量が、上記必要負荷増大量からオルタネータ８１の駆動負荷の増大量を引いた値に対して十分であるか否か（該値以上であるか否か）を判定する。このステップＳ６２の判定がＹＥＳであるときには、上記ステップＳ５２に戻る一方、ステップＳ６２の判定がＮＯであるときには、上記ステップＳ６１に戻る。尚、上述の補機駆動負荷増大制御は、エンジン２の運転状態が減気筒運転領域に入ったとき、又は、エンジン負荷が上記所定値よりも大きくなったときに終了する。

したがって、本実施形態では、クランク軸９の角速度変動量が所定閾値よりも大きいときには、上記角速度変動量が上記所定閾値以下になるように、エンジン２により駆動される第１補機（オルタネータ８１）及び第２補機（オイルポンプ３６）のトータルの駆動負荷を、現時点のトータルの駆動負荷に対して増大させるとともに、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる際、上記第１補機の駆動負荷を増大可能なときには、上記第１補機の駆動負荷を優先的に増大させ、該第１補機の駆動負荷の増大量が上記所定量に対して不足するときに、上記第２補機の駆動負荷を増大させる一方、上記第１補機の駆動負荷を増大不能のときには、上記第１補機の駆動負荷を増大させないで、上記第２補機の駆動負荷を増大させるようにしたことにより、弁停止機構２５ｂを設けることにより上記低負荷時における第１及び第４気筒のバルブオーバーラップ量が、上記低負荷時における第２及び第３気筒のバルブオーバーラップ量よりも大きくなったとしても、特定気筒を含む全気筒で燃焼安定性を向上させることができ、よって、上記全気筒運転時でかつ上記低負荷時において、エンジントルクの変動を抑制することができて、その変動によるエンジン振動を低減することができる。

しかも、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる際、第１補機の駆動負荷を増大可能なときには、第１補機の駆動負荷を優先的に増大させるので、エンジン出力を、車両に搭載された装置のエネルギ源として有効に活用することができる。したがって、エンジントルクの変動を抑制することによる燃費の悪化を極力抑制することができる。

本発明は、上記実施形態に限られるものではなく、請求の範囲の主旨を逸脱しない範囲で代用が可能である。

例えば、上記実施形態では、弁停止装置のロック機構を、ＨＬＡ２５に設けてピボット機構２５ａをロック状態又はロック解除状態に切替る構成としたが、吸排気弁１４，１５の作動停止を行える構成であれば、どのような構成であってもよい。例えば、カムフォロア２０ａ，２１ａとスイングアーム２０，２１とが連結状態になって、カム部１８ａ，１９ａによってカムフォロア２０ａ，２１ａが下方に押されたときにスイングアーム２０，２１がピボット機構２５ａの頂部を支点にして揺動する状態と、カムフォロア２０ａ，２１ａとスイングアーム２０，２１とが非連結状態になって、カムフォロア２０ａ，２１ａが下方に押されてもスイングアーム２０，２１が揺動しない状態とを切り替えるようにしてもよい。

また、上記実施形態では、上記低負荷時にも、低負荷時以外と同様に、吸気弁１４及び排気弁１５の開弁期間をオーバーラップさせるようにしたが、上記低負荷時以外ではオーバーラップさせかつ上記低負荷時にはオーバーラップさせない構成であってもよい。このような構成であっても、全気筒の一部である特定気筒（全気筒の一部であれば、何気筒であってもよい）のみに弁停止機構２５ｂ（ロック機構）を設けることにより、特にエンジン２の累積運転時間が長くなると、特定気筒とそれ以外の気筒とで弁開閉特性が変化し易くなり、これにより、エンジントルクの変動が生じる可能性があるが、補機駆動負荷増大制御を実行することで、エンジン負荷が増大してエンジントルクの変動を抑制することができて、その変動によるエンジン振動を低減することができる。さらに、弁停止装置のロック機構を設けない場合も、エンジン２の累積運転時間が長くなると、上記低負荷時において、各気筒の点火系や燃料供給系、弁駆動系の性能ばらつきにより、エンジントルクの変動が生じる可能性があるが、補機駆動負荷増大制御を実行することで、エンジントルクの変動を抑制することができる。補機駆動負荷増大制御を実行する際、第１補機の駆動負荷を優先的に増大させることで、エンジントルクの変動を抑制することによる燃費の悪化を極力抑制することができる。

また、上記実施形態では、エンジン２を直列４気筒ガソリンエンジンとしたが、多気筒エンジンであれば、どのようなエンジンであってもよく、例えばディーゼルエンジンであってもよい。

上述の実施形態は単なる例示に過ぎず、本発明の範囲を限定的に解釈してはならない。本発明の範囲は請求の範囲によって定義され、請求の範囲の均等範囲に属する変形や変更は、全て本発明の範囲内のものである。

本発明は、車両に搭載された多気筒エンジンにより駆動される第１及び第２補機を備えた、多気筒エンジンの制御装置及び制御方法に有用である。

２ 多気筒エンジン
１４ 吸気弁
１５ 排気弁
２５ｂ 弁停止機構（油圧作動式弁停止装置のロック機構）
（油圧作動装置）
３２ 吸気側可変バルブタイミング機構
（油圧作動装置）
３３ 排気側可変バルブタイミング機構
（油圧作動装置）
３６ 可変容量型オイルポンプ（補機）
７０ 油圧センサ（油圧検出装置）
７１ クランク角センサ（角速度変動量検出装置）
７３ 油温センサ（油温検出装置）
８１ オルタネータ（発電機）（補機）
１００ コントローラ（補機制御装置）（ポンプ制御装置）
（角速度変動量検出装置）

Claims (6)

1. 車両に搭載された多気筒エンジンにより駆動される第１及び第２補機を備えた、多気筒エンジンの制御装置であって、
   上記第１補機は、上記車両に搭載された装置の要求エネルギを発生させることが可能な補機であり、
   上記エンジンのクランク軸の角速度変動量を検出する角速度変動量検出装置と、
   上記第１及び第２補機の駆動負荷を制御する補機制御装置とを備え、
   上記補機制御装置は、エンジン負荷が所定値以下の低負荷時において、上記角速度変動量検出装置により検出された上記角速度変動量が所定閾値よりも大きいときには、上記角速度変動量が上記所定閾値以下になるように、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる補機駆動負荷増大制御を実行するように構成されており、
   上記補機駆動負荷増大制御は、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる際、上記第１補機の駆動負荷を増大可能なときには、上記第１補機の駆動負荷を優先的に増大させ、該第１補機の駆動負荷の増大量が上記所定量に対して不足するときに、上記第２補機の駆動負荷を増大させる一方、上記第１補機の駆動負荷を増大不能のときには、上記第１補機の駆動負荷を増大させないで、上記第２補機の駆動負荷を増大させる制御であることを特徴とする多気筒エンジンの制御装置。
2. 請求項１記載の多気筒エンジンの制御装置において、
   上記第１補機は、上記要求エネルギとして電力を発生可能な発電機であることを特徴とする多気筒エンジンの制御装置。
3. 請求項１又は２記載の多気筒エンジンの制御装置において、
   上記第２補機は、上記エンジンの潤滑部及び油圧作動装置に油圧経路を介してオイルを供給する可変容量型オイルポンプであることを特徴とする多気筒エンジンの制御装置。
4. 請求項３記載の多気筒エンジンの制御装置において、
   上記油圧経路における油圧を検出する油圧検出装置を更に備え、
   上記補機制御装置は、上記油圧検出装置により検出される油圧が、上記エンジンの運転状態に応じて予め設定された目標油圧になるように、上記オイルポンプの吐出量を制御するポンプ制御装置を含むことを特徴とする多気筒エンジンの制御装置。
5. 車両に搭載された多気筒エンジンの制御方法であって、
   予め、上記エンジンにより駆動される補機であって上記車両に搭載された装置の要求エネルギを発生させることが可能な第１補機と、上記エンジンにより駆動される第２補機と、上記エンジンのクランク軸の角速度変動量を検出する角速度変動量検出装置とを設けておき、
   エンジン負荷が所定値以下の低負荷時において、上記角速度変動量検出装置により検出された上記角速度変動量が所定閾値よりも大きいときには、上記角速度変動量が上記所定閾値以下になるように、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる補機駆動負荷増大工程を備え、
   上記補機駆動負荷増大工程は、上記第１及び第２補機のトータルの駆動負荷を、現時点の該トータルの駆動負荷に対して所定量だけ増大させる際、上記第１補機の駆動負荷を増大可能なときには、上記第１補機の駆動負荷を優先的に増大させ、該第１補機の駆動負荷の増大量が上記所定量に対して不足するときに、上記第２補機の駆動負荷を増大させる一方、上記第１補機の駆動負荷を増大不能のときには、上記第１補機の駆動負荷を増大させないで、上記第２補機の駆動負荷を増大させる工程であることを特徴とする多気筒エンジンの制御方法。
6. 請求項５記載の多気筒エンジンの制御方法において、
   上記第１補機は、上記要求エネルギとして電力を発生可能な発電機であり、
   上記第２補機は、上記エンジンの潤滑部及び油圧作動装置に油圧経路を介してオイルを供給する可変容量型オイルポンプであることを特徴とする多気筒エンジンの制御方法。

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