JP4470339B2

JP4470339B2 - Engine valve timing control device

Info

Publication number: JP4470339B2
Application number: JP2001092472A
Authority: JP
Inventors: 元末次
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2001-03-28
Filing date: 2001-03-28
Publication date: 2010-06-02
Anticipated expiration: 2021-03-28
Also published as: JP2002285874A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンの運転状態に応じて、動弁系カム軸のクランク軸に対する回転位相を変更するようにしたエンジンのバルブタイミング制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
エンジンのバルブタイミング制御装置は、一般に、クランクシャフトに対して同期回転するチェーンスプロケットやタイミングプーリ（以下、タイミングプーリ等と称す）とカムシャヤフトとの間にベーン式の回転位相可変機構を設け、その回転位相可変機構にオイルコントロールバルブを介して作動油を供給することになっている。そして、オイルコントロールバルブにより回転位相可変機構に対する作動油の油圧調整を行い、クランクシャフトとカムシャフトとの間の回転位相差を調整して、吸気弁や排気弁の開閉タイミングを遅角又は進角側にシフトすることにより、排気ガスの低減や燃費の向上を図ることが行われている。このようなエンジンのバルブタイミング制御装置は、近時さらに改良が加えられており、例えば特開平１１−１４８３８０号公報に示すように、エンジン停止時から一定時間だけオイルコントロールバルブを制御して、作動油の所定油圧を保持するようにし、その後のエンジン始動時におけるカム角制御を円滑に行うもの等が提案されている。
【０００３】
ところで、車両においては、種々の走行態様が採られ、走行中に、例えば急旋回、急加速、急減速等が行われる可能性がある。このため、そのような運転状況になった場合には、オイルパン内部のオイル（作動油）が偏ることになり、一時的にオイルポンプがオイルを供給できなくなるおそれがある。また、使用状況によっては、オイルの温度が高温になり、回転位相可変機構への油圧が想定値よりも低下する等の予想外の状態になることもあり得る。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、そのような場合であっても、上記バルブタイミング制御装置においては、予め設定されたバルブタイミングに制御するように作動し続けることになるため、オイルコントロールバルブにかかる油圧は不足することになる。このため、回転位相可変機構への油圧が低下したときには、回転位相可変機構による目標回転位相差への制御が不能となるばかりか、回転位相可変機構内のロータがハンチングを起こしてそれが騒音発生の原因となるおそれがある。
【０００５】
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、回転位相可変機構への液圧が低下したときに、回転位相可変機構内のロータがハンチングを起こすことを抑制できると共に、実際の回転位相差と目標回転位相差とのずれが拡大することを極力抑制できるエンジンのバルブタイミング制御装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
前記目的を達成するために本発明にあっては、次のような第１の構成を採択してある。すなわち、特許請求の範囲における請求項１に記載のように、
クランク軸とカム軸との間の回転位相差を液圧に応じて調整する回転位相可変機構と、該回転位相可変機構への液圧を調整する液圧調整弁と、該液圧調整弁をエンジンの運転状態に応じた目標回転位相差と実位相差との偏差に基づいてフィードバック制御する液圧制御手段と、を備えるエンジンのバルブタイミング制御装置において、
前記回転位相可変機構に対する液圧の状態を検出する液圧状態検出手段と、
前記液圧状態検出手段からの信号に基づき、前記回転位相可変機構に対する液圧が低下状態にあると判断したとき、前記液圧調整弁に対するフィードバック制御を停止して、該液圧調整弁を、前記回転位相可変機構と液圧供給源との間の連通を遮断するように制御する液圧保持制御手段と、
運転状態を検出する運転状態検出手段と、
を備え、
前記回転位相可変機構は、該回転位相可変機構に対して液圧が作用しないときに、前記回転位相差を、吸気弁と排気弁とのオーバーラップ量が最小となる状態にするように設定され、
前記液圧保持制御手段は、前記液圧状態検出手段からの信号に基づき前記回転位相可変機構に対する液圧の状態が低下状態にあると判断したときであっても、前記運転状態検出手段からの信号に基づき燃焼状態の悪化の影響が大きい運転状態であると判断したとき、前記液圧制御弁の制御に基づき前記回転位相可変機構と前記液圧供給源との間を遮断せずに連通状態にすることにより液圧をリリーフして、前記回転位相可変機構が、前記回転位相差を、吸気弁と排気弁とのオーバーラップ量が最小となる状態にするように設定されている、
ような構成としてある。この請求項１の好ましい態様としては請求項２〜請求項４に記載の通りとなる。
【０００７】
前記目的を達成するために本発明にあっては、次のような第２の構成を採択してある。すなわち、特許請求の範囲における請求項５に記載のように、
クランク軸とカム軸との間の回転位相差を液圧に応じて調整する回転位相可変機構と、該回転位相可変機構への液圧を調整する液圧調整弁と、該液圧調整弁をエンジンの運転状態に応じた目標回転位相差と実位相差との偏差に基づいてフィードバック制御する液圧制御手段と、を備えるエンジンのバルブタイミング制御装置において、
前記回転位相可変機構に対する液圧の状態を検出する液圧状態検出手段と、
前記液圧状態検出手段からの信号に基づき、前記回転位相可変機構に対する液圧が低下状態にあると判断したとき、前記液圧調整弁に対するフィードバック制御を停止して、該液圧調整弁を、前記回転位相可変機構と液圧供給源との間の連通を遮断するように制御する液圧保持制御手段と、
を備え、
前記回転位相可変機構は、該回転位相可変機構に対して液圧が作用しないときに、前記回転位相差を、吸気弁と排気弁とのオーバーラップ量が最小となる状態にするように設定され、
前記液圧保持制御手段は、前記回転位相可変機構に対する液圧の低下状態が所定時間継続していると判断したとき、前記液圧制御弁の制御に基づき前記回転位相可変機構と前記液圧供給源とを連通状態にすることにより液圧をリリーフして、前記回転位相可変機構が、前記回転位相差を、吸気弁と排気弁とのオーバーラップ量が最小となる状態にするように設定されている、
ような構成としてある。
【０００８】
【発明の効果】
請求項１の発明によれば、回転位相可変機構に対する液圧が低下したときには、液圧調整弁が、回転位相可変機構と液圧供給源との間の連通を遮断して該回転位相可変機構に対する液圧を保持することになり、その時点で回転位相可変機構内のロータの位置は保持されることになる。このため、回転位相可変機構に対する液圧が低下したときには、回転位相可変機構内のロータがハンチングを起こすことを抑制できるばかりか、回転位相差を、その液圧低下時点における目標回転位相差に近い状態にあったものに固定して、目標回転位相差に対して実際の回転位相差が大きくずれることを極力抑制できることになる。また、回転位相可変機構に対する液圧の状態が低下状態にあると判断したときであっても、燃焼状態の悪化の影響が大きい運転状態であると判断したときには、回転位相可変機構と液圧供給源との間を遮断せずに連通状態にすることにより液圧をリリーフして、回転位相差を、吸気弁と排気弁とのオーバーラップ量が最小となる状態にすることから、燃焼性が悪化するおそれがあるときには、液化低下に伴う制御を規制して燃焼性を確保できることになる。
【０００９】
請求項２の発明によれば、液圧保持制御手段が、回転位相可変機構に対する液圧が低下状態にあることを、液圧低下を起こさせる可能性のある液圧、車両の旋回状態、車両の加減速状態の少なくとも一つの検出により判断するように設定されていることから、液圧の低下を的確に検出して、上記請求項１の作用効果を確実に得ることができることになる。
請求項３の発明によれば、燃焼状態の悪化の影響が大きい運転状態を、運転状態検出手段からの信号に基づく回転位相差のずれにより判断することができる。
【００１０】
請求項４の発明によれば、燃焼状態の悪化の影響が大きい運転状態が、低負荷時若しくは冷間時であることから、燃焼状態の悪化の影響が大きい運転状態を的確に検出して、上記請求項３の作用効果を確実に得ることができることになる。
【００１１】
請求項５の発明によれば、回転位相可変機構に対する液圧の低下状態が所定時間継続していると判断したとき、回転位相可変機構と液圧供給源とを連通状態にすることにより液圧をリリーフして、回転位相差を、吸気弁と排気弁とのオーバーラップ量が最小となる状態にすることから、液圧低下が長期に亘るおそれがあるときには、液化低下に伴う制御を規制して燃焼性の確保を優先することができることになる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基いて説明する。
【００１３】
（エンジンの概略構成）
図１〜図３は、本発明の実施形態に係るバルブタイミング制御装置Ａを搭載したエンジンＥを示し、このエンジンＥは、直列４気筒ガソリンエンジンであって、４つのシリンダ（気筒）が車幅方向に一列に並ぶように車両のエンジンルーム内に横置き配置されるものである。
【００１４】
前記図２において、１はシリンダヘッドであり、このシリンダヘッド１の上部には、吸気バルブを開閉作動させる吸気側のカム軸２と、排気バルブを開閉作動させる排気側のカム軸３とが、それぞれ５カ所の軸受部４，４，…により回転可能に支持されている。その２本のカム軸２，３のエンジン前側の端部（同図の左端部）には、図３に示すように、それぞれカムプーリ５，６が相対回転可能に取り付けられ、その２つのカムプーリ５，６と、クランク軸７に嵌合されたクランクプーリ８との間にはタイミングベルト９が張架されていて、そのタイミングベルト９を介してクランク軸７の回転力がカムプーリ５，６に伝達されている。
【００１５】
前記タイミングベルト９の張り側スパン（図３の右側）にアイドラプーリ１１が設けられている一方、緩み側スパン（同図の左側）にはベルト張力を調整するテンショナ１２が設けられている。このテンショナ１２は、テンショナスプリング１３により支点１４を中心に同図の右側に付勢されたもので、タイミングベルト９をカムプーリ５，６及びクランクプーリ８に取り付ける時にシリンダブロック１５にボルト１６により位置固定される初期張力調整用のものである。尚、図２における１７，１７，…は、各シリンダの燃焼室に連通されていて、図示しない点火プラグが装着されるプラグホールである。また、図２，図５において、符号７３は、カム角センサ７４が検出するセンシングプレートであり、これと同じものが排気側カム軸３にも設けられているが、その図示は略されている。
【００１６】
前記吸気側カム軸２は吸気バルブ２３を開閉作動させ、排気側カム軸３は排気バルブ２４を開閉作動させることになっている（図４参照）。吸気バルブ２３は、吸気ポート２７と燃焼室２８とを開閉する傘部２３ａと、シリンダ中心線ｙに対して例えば１５度くらい傾斜した状態で該傘部２３ａから上下方向に延びて、シリンダヘッド１上部の孔部２１内に至るバルブ軸２３ｂと、により構成されており、そのバルブ軸２３ｂ上端部とカム軸２との間には、バルブリフタ２６が前記孔部２１内に収容された状態で介在されている。このバルブリフタ２６とシリンダヘッド１との間にバルブスプリング２５が介装されており、吸気バルブ２３は、バルブスプリング２５により、閉状態になる側（同図の上側）に付勢されている。これにより、吸気バルブ２３は、バルブリフタ２６を介してカム軸２により直接駆動されて、中心軸線ｘ１に沿って往復動することになる。排気バルブ２４も、吸気バルブ２３と同様に、傘部２４ａとバルブ軸２４ｂとを有して、同様の配置構成とされており、排気バルブ２４は、シリンダヘッド１上部に形成される孔部２２内に収容されるバルブリフタ２６を介してカム軸３により直接駆動されて、中心軸線ｘ２に沿って往復動することになっている。
【００１７】
（ＶＶＴの構成）
前記吸気側カム軸２の前端部には、回転位相可変機構としてのバルブタイミング可変機構（以下ＶＶＴという）１０Ａが設けられ、前記排気側カム軸３の前端部には、回転位相可変機構としてのバルブタイミング可変機構（以下ＶＶＴという）１０Ｂが設けられている（図２参照）。いずれのＶＶＴ１０Ａ（１０Ｂ）も、カム軸２（３）とカムプーリ５（６）とを油圧力により相対的に回動させて、カム軸２（３）のクランク軸７に対する回転位相を変更するものであり、この両ＶＶＴ１０Ａ，１０Ｂは、同様の構成とされている。このため、以下、ＶＶＴ１０Ａ、ＶＶＴ１０Ｂのうち、その一方であるＶＶＴ１０Ａを代表構成として説明し、ＶＶＴ１０Ｂ及びその関連要素については、特有の構成に関するものでない限り説明を省略する（ＶＶＴに関しては、ＶＶＴ１０Ｂにも共通していることを示すために、ＶＶＴ１０Ａを説明する際に、代表符号として「１０」を用いる）。
【００１８】
ＶＶＴ１０は、図５にも示すように、シリンダヘッド１の上方に配設されたシリンダヘッドカバー３０の内部において、ロータ３１と、そのロータ３１に相対回転可能に外嵌合される円筒状のケーシング３２とを備えている。ロータ３１は、図５〜図７に示すように、ボス部を中心としてそのボス部の外周から径方向外方に突出する４つのベーンを備えており、その４つのベーンは、周方向において概ね等間隔毎に配設されている。このロータ３１は、座金部材３３及びボルト３４を用いることにより、カム軸２の先端部（図５の左端部）に一体回転するように取り付けられており、そのロータ３１の軸心は、カム軸２の軸線ｚ１に一致されている。
【００１９】
一方、前記ケーシング３２は、円盤状の蓋部材３５とボルト３６とを用いることにより、前記ロータ３１を収容した状態で前記カムプーリ５に一体的に取り付けられている。このケーシング３２は、カム軸２の軸線ｚ１を中心として同心状に配設されており、その内周面には４つの突出壁部が設けられている。この４つの突出壁部は、周方向においてロータ３１のベーンと交互に配設されており、各ベーンの先端面はケーシング３２の内周面に摺接し、各突出壁部の先端面はロータ３１のボス部の外周面に摺接している。尚、符号３７は、ロータ３１のベーン及びケーシング３２の突出壁部の各先端面に設けられるオイルシールである。
【００２０】
前記ロータ３１と前記ケーシング３２との間には、図６、図７に示すように、ロータ３１のベーンとケーシング３２の突出壁部とにより、作動油圧を受ける８つの受圧室１０ａ，１０ｂ，１０ａ，１０ｂ，…が区画形成されている。この８つの受圧室１０ａ，１０ｂ，１０ａ，１０ｂ，…のうち、ロータ３１の各ベーンを基準としてカム軸２の回転側が４つの遅角側受圧室１０ａ，１０ａ，…として位置づけられており、ロータ３１の各ベーンを基準として遅角側受圧室１０ａ，１０ａ，…と反対側が４つの進角側受圧室１０ｂ，１０ｂ，…として位置づけられている。
【００２１】
上記４つの遅角側受圧室１０ａ，１０ａ，…には、ロータ３１のボス部内に形成された油路３１ａがそれぞれ連通されている。このため、この油路３１ａを介して作動油を供給して４つの遅角側受圧室１０ａ，１０ａ，…に対する作動油圧が増大すれば、ロータ３１がケーシング３２に対してカム軸２の回転と反対側に回動され、吸気バルブ２３の作動タイミングが遅角側に変更されることになる。一方、上記４つの進角側受圧室１０ｂ，１０ｂ，…には、ロータ３１のボス部内に形成された油路３１ｂがそれぞれ連通されている。このため、この油路３１ｂを介して作動油を供給して４つの進角側受圧室１０ｂ，１０ｂ，…に対する作動油圧が増大すれば、ロータ３１はケーシング３２に対してカム軸２の回転する側に回動され、吸気バルブ２３の作動タイミングが進角側に変更されることになる。
【００２２】
前記カムプーリ５には、図５に示すように、該カムプーリ５及びロータ３１に係合してそれらの相対的な回動を阻止するストッパピン８０が設けられている。すなわち、ロータ３１の４つのベーンのうちの１つは他の３つよりも周方向に大きく形成されており、そのベーンには、カム軸２の軸線ｚ１方向に延びてカムプーリ５側に開口する断面円形の嵌合孔８１が形成されている。一方、カムプーリ５には、ロータ３１の嵌合孔８１よりも大径とされた凹部８２が該嵌合孔８１に連通可能となるようにして形成されており、その凹部８２内には略円筒状のストッパピン８０が収容されている。ストッパピン８０は、先端側（同図の左側）がロータ３１の嵌合孔８１と略同径とされる一方、カムプーリ５の凹部８２内に収容される基端側（同図の右側）はそれよりも大径とされており、ストッパピン８０は、該ストッパピン８０基端側の内部に配設されたスプリング８３の押圧力によりロータ３１側に付勢されている。このため、ストッパピン８０は、外力が作用しないときには、先端部がカムプーリ５の凹部８２から突出してロータ３１の嵌合孔８１に嵌合され、該ストッパピン８０は、カムプーリ５とロータ３１との相対的な回動を阻止する回動阻止状態（同図に示す状態）をとることになっている。
【００２３】
前記嵌合孔８１が存在するベーンに、図６に示すように、連通路８６と８７とが形成されていると共に、該嵌合孔８１に、カムプーリ５が存在する側とは反対側（図５の左側）において、逆止弁からなるバルブ８５が設けられている。連通路８６は、カムプーリ５が存在する側とは反対側において、嵌合孔８１と進角側受圧室１０ｂとを連通しており、連通路８７は、同じくカムプーリ５が存在する側とは反対側において、嵌合孔８１と遅角側受圧室１０ａとを連通している。バルブ８５は、進角側受圧室１０ｂ及び遅角側受圧室１０ａの作動油を各連通路８６，８７を介して嵌合孔８１内へ流通することのみを許容し、該各連通路８６，８７同士、即ち進角側受圧室１０ｂ及び遅角側受圧室１０ａの相互の連通を阻止する機能を有している。このため、各受圧室１０ａ，１０ｂ内の作動油圧は、嵌合孔８１内に導かれて、ストッパピン８０の先端面に作用することになり、各受圧室１０ａ、１０ｂ内の作動油圧が所定値未満のときには、ストッパピン８０は、ロータ３１とカムプーリ５との回動阻止状態（初期状態）を維持し、前記各受圧室１０ａ、１０ｂ内の作動油圧が所定値以上に上昇すると、ストッパピン８０がスプリング８３の押圧力に抗して嵌合孔８１から押し出され、ストッパピン８０は、ロータ３１とカムプーリ５とを回動許容状態に切り替えることになっている。
【００２４】
前記回動阻止状態では、ＶＶＴ１０Ａに関しては、ロータ３１がケーシング３２に対してカム軸２の回転と反対側に最大限に偏った位置、即ち最遅角位置に位置し、ＶＶＴ１０Ｂに関しては、回動阻止状態において、最進角位置に位置することになっている。すなわち、ＶＶＴ１０Ａについては、進角側受圧室１０ｂに作動油圧が作用しないときにはカムトルクの反力により自動的に最遅角位置になるように設定されており、ＶＶＴ１０Ｂについては、図示を略すリターンスプリングが関連づけられ、そのリターンスプリングにより、作動油圧がかからなくなった場合にはカムトルクに対抗して進角して最進角位置をとるように設定されている。
【００２５】
このため、エンジン停止中には、進角側及び遅角側受圧室１０ｂ，１０ａ，…内の作動油圧は略大気圧になっているので、ストッパピン８０はスプリング８３の押圧力により回動阻止状態に保持され、このことで、ＶＶＴ１０のロータ３１とケーシング３２とが互いに相対的に回動不能な状態にされて、それらの衝突等による騒音発生が防止される。一方、エンジン始動後に前記進角側又は遅角側受圧室１０ｂ，１０ａ，…内の作動油圧が所定値以上に上昇すれば、即ち、ストッパピン８をスプリング８３の押圧力に抗して回動許容状態に切替える程度に作動油圧が高まれば、前記ロータ３１とケーシング３２とは互いに相対的に回動可能な状態にされる。
【００２６】
尚、図５において、３２ａはケーシング３２と蓋部材３５との間のオイル漏れを防止するための環状のオイルシールであり、３２ｂはケーシング３２とカムプーリ５との間でのオイル漏れを防止するための環状のオイルシールである。また、カムプーリ５は、内周側部材５ａに外周側部材５ｂを嵌合したものであり、該外周側部材５ｂは精密な歯形を有するように焼結により成型されている。そのため、オイルシール３２ｂをケーシング３２とカムプーリ５の外周側部材５ｂとの間に設けたのでは相性が悪く、オイル漏れの生じる虞れがあるので、オイルシール３２ｂは、ケーシング３２とカムプーリ５の内周側部材５ａとの間をシールするように内周側に設けられている。
【００２７】
（作動油供給経路の構成）
前記ＶＶＴ１０への作動油圧の供給は、シリンダブロック１５の外部に設けられたオイルパイプを含む作動油供給経路により行われる。すなわち、図１に示すように、オイルパン１０１内のオイル（作動油）は、オイルポンプ１０２に基づいて圧送されることにより、オイルジョイント３８と、エンジン外周に設けられたオイルパイプ３９とを経由して、シリンダヘッドカバー３０上面に固定されたバルブケース４０内の電磁式のオイルコントロールバルブ（以下ＯＣＶという）４４に送られる。そして、そのＯＣＶ４４により油圧調整された後、その調整された作動油圧は、油路を介してＶＶＴ１０の各受圧室１０ａ，１０ｂ，…に供給される。
【００２８】
具体的に説明する。図５に示すように、前記バルブケース４０には、オイルジョイント４１が設けられていると共に、内部において、エンジンの長手方向に延びるインレット孔４０ｂ、該インレット孔４０ｂに連続し該インレット孔４０ｂに対して略水平状態を保ちつつ直交する方向（カム軸間方向）に延びる配設孔４０ａが形成されている。インレット孔４０ｂには、ユニオンボルト４２、オイルフィルタ４３、供給調整弁１０３（図５において図示を略し図８においてのみ記載）が設けられ、配設孔４０ａには、ＯＣＶ４４が設けられており、バルブケース４０に送られた作動油は、オイルジョイント４１を介してユニオンボルト４２内の油路に至り、ここからオイルフィルタ４３、供給調整弁１０３を介して電磁式のオイルコントロールバルブ（以下ＯＣＶという）４４に供給されることになっている。本実施形態においては、ＯＣＶ４４及び供給調整弁１０３が液圧制御弁を構成することになる。
【００２９】
前記ＯＣＶ４４は、図８に示すように、コイル４５及びプランジャ４６を有する電磁ソレノイド４７と、一端部が前記プランジャ４６に連結され他端部がスプリング４８により押圧されるスプール４９と、該スプール４９を収容するケーシング５０とを備えている。ケーシング５０には、供給される圧油を受け入れる供給ポート５０ａと、ＶＶＴ１０側に接続されて作動油を給排する一対のアクチュエータポート５０ｂ，５０ｂと、ＶＶＴ１０側から戻ってきた戻り油を排出するドレンポート５０ｃ，５０ｃとが設けられている。そして、前記電磁ソレノイド４７に後述のＥＣＵ５１からの信号が入力されると、スプール４９がスプリング４８の押圧力に抗して作動されて、供給される作動油の流量（連通を遮断して流さない場合も含む）及び方向が調整されることになっている。
【００３０】
前記供給調整弁１０３は、図８に示すように、上記ＯＣＶ４４における供給ポート５０ａの上流側に接続されており、その供給調整弁１０３は、通常、開状態とされる一方、バルブタイミングを初期状態（回動阻止状態）にするときには、閉とされてＯＣＶ４４における供給ポート５０ａを閉鎖するようになっている。このとき、ＯＣＶ４４は、スプール４９に基づき、ＶＶＴ１０Ａにおいては、バルブタイミングを初期状態である最遅角状態とすべく、進角側受圧室１０ｂが一のアクチュエータポート５０ｂを介してドレンポート５０ｃに連通され、ＶＶＴ１０Ｂにおいては、バルブタイミングを初期状態である最進角状態とすべく、遅角側受圧室１０ａが一のアクチュエータポート５０ｂを介してドレンポート５０ｃに連通されることになっている。
【００３１】
前記バルブケース４０にはまた、図５に示すように、配設孔４０ａを基準としてインレット孔４０ｂと反対側において、上下方向に延びて下方に開口する嵌挿部４０ｃと、その嵌挿部４０ｃを配設孔４０ａに連通させる２つのポート４０ｄ，４０ｅと、配設孔４０ａの側方から下方に亘って、シリンダヘッドカバー３０上面に臨んで開口するドレン孔４０ｆとが形成されている。尚、ドレン孔４０ｆの下方に対向するシリンダヘッドカバー３０の開口部３０ａに続く部位は、前記ＯＣＶ４４からリターンされる戻り油を開口部３０ａからシリンダブロック内に還流させるドレン受け部３０ｂとされている。
【００３２】
前記バルブケース４０は、図５、図９に示すように、中間部材５２を介して、吸気側のカム軸２を支持する１番ジャーナルの軸受部４にも接続されている。中間部材５２は、逆Ｔ字形状とされており（図９参照）。その中間部材５２の上端部がシリンダヘッドカバー３０の開口部３０ａを貫通してバルブケース４０の嵌挿部４０ｃに嵌挿されている一方、下端部が１番ジャーナルの軸受部４の上面に固定されている。尚、排気側のカム軸３を支持する軸受部４上のバルブケース等については、図２、図９において、図示は略されている。上記軸受部４，４，…は、それぞれシリンダヘッド１の上面に設けられた半割状の下側軸受部５３と、この下側軸受部５３の上面に配設されセットボルト５４，５４により下側軸受部５３に締結された半割状のカムキャップ５５とにより構成されている。そして、前記軸受部４，４，…には互いに同一の軸受径を有する軸受面４ａが形成されている。
【００３３】
前記中間部材５２には、図５及び図９に示すように、油路６１、６２、油路６３、６４が形成されている。油路６１は、横方向に延びて前記ポート４０ｄを介してＯＣＶ４４に連通しており、油路６２は、油路６１に連通して斜め下方に延びている。油路６３は、横方向に延びて前記ポート４０ｅを介してＯＣＶ４４に連通しており、油路６４は、油路６３に連通して上下方向に延びている。また、１番ジャーナルのカムキャップ５５には、油路６５と６６とが形成されており、油路６５は、中間部材５２の一方の油路６２に連通して上下方向に延び、油路６６は、中間部材５２の他方の油路６４に連通して斜め下方に延びている。そしてさらに、１番ジャーナルの軸受面４ａには、２つの輪溝６７，６８が形成されている。この２つの輪溝６７，６８は、カム軸２の軸線ｚ１方向に互いに離れて位置されており、その各輪溝６７(６８)は、軸受面４ａの周方向に延ばされている。輪溝６７は、前記油路６５に連通されており、輪溝６８は、前記油路６６に連通されている。
【００３４】
前記カム軸２には、遅角側の油路７０と進角側の油路７１とが形成されている。油路７０は、軸線ｚ１方向に延びており、その一端（図５の左側端）がカム軸２の端面に開口してＶＶＴ１０のロータ３１の油路３１ａに連通し、その他端（同図の右側端）が軸受面４ａに開口して一方の輪溝６７に連通している。油路７１も、軸線ｚ１方向に延びており、その一端がロータ３１の油路３１ｂに連通し、その他端が他方の輪溝６８に連通している。
【００３５】
尚、図５において、７５はＶＶＴ１０をカム軸２に固定するボルト３４内に形成されたリターン通路であり、ＶＶＴ１０から漏れ出た作動油は前記リターン通路７５を通ってカム軸２内に至り、そこからシリンダヘッド１内のリターン通路７６へ導かれて、シリンダブロック１５内に還流される。また、カムプーリ５とカムキャップ５２及びシリンダヘッド１との間には、オイルシール７７が介設されている。
【００３６】
このような構成のＶＶＴ１０において、吸気バルブ２３の開閉作動タイミングを遅角側に変更するときには、ＯＣＶ４４のデューティ制御に基づき、作動油をＯＣＶ４４における供給ポート５０ａから一方のアクチュエータポート５０ｂを経て遅角側の受圧室１０ａ，１０ａ，…に供給することにより（例えば図８参照）、該遅角側の受圧室１０ａ，１０ａ，…への作動油圧が増大される。勿論、他方のアクチュエータポート５０ｂは、作動油の還流ポートとなり、そのポートから一方のドレンポート５０ｃを経て作動油は前記開口部３０ａに戻される。すなわち、供給される作動油は、ＯＣＶ４４における調整を受けた後、図５に矢印で示すように、ＯＣＶ４４からバルブケース４０のポート４０ｄ、中間部材５２の油路６１，６２及びカムキャップ５５の油路６５を流通して輪溝６７に至り、その輪溝６７に連通されるカム軸２内の遅角側の油路７０を流通して、ロータ３１の油路３１ａから４つの遅角側受圧室１０ａ，１０ａ，…に分配供給される。これにより、各遅角側受圧室１０ａの作動油圧が増大することで、ロータ３１がケーシング３２に対しカム軸２の回転と反対側に回動され、吸気バルブ２３の作動タイミングが遅角側に変更されて、給排気のオーバーラップ量が小さくなる。
【００３７】
その際、進角側受圧室１０ｂ，１０ｂ，…から排出された作動油は、ロータ３１内の油路３１ｂを経て、同図に矢印で示すようにカム軸２内の進角側の油路７１を流通し、この油路７１に連通される輪溝６８からカムキャップ５５内の油路６６に流通する。そして、作動油は、中間部材５２の油路６４，６３及びバルブケース４０のポート４０ｅを通ってＯＣＶ４４に戻り、ドレン孔４０ｆから排出された後、シリンダヘッドカバー３０のドレン受け部３０ｂから開口部３０ａを介してシリンダブロック１５側（オイルパン１０１）に還流される。
【００３８】
また、反対に、吸気バルブ２３の作動タイミングを進角側に変更して給排気のオーバーラップ量を大きくするときには、前記と反対の向きに作動油を供給して、進角側受圧室１０ｂ，１０ｂ，…の作動油圧が増大されるようにする。
【００３９】
さらに、作動油を保持する場合には、図１２に示すように、スプール４９を作動させて両アクチュエータポート５０ｂが閉鎖され、作動油の給排が行われない状態とされる。
【００４０】
さらにまた、ＶＶＴ１０を初期状態（回動阻止状態）に戻す場合には、カムトルクの反力又はリターンスプリング（図示略）の付勢力を利用できる状態にすべく、供給調整弁１０３が閉とされると共に、一のアクチュエータポート５０ｂ（ＶＶＴ１０Ａにおいては進角側受圧室１０ｂと連通するもの、ＶＶＴ１０Ｂにおいては遅角側受圧室１０ａと連通するもの）とドレンポート５ｃとが連通される状態とされる。
【００４１】
（ＶＶＴの制御）
前記供給調整弁１０３及び前記ＯＣＶ４４は、コントロールユニット（Electronic Control Unit；以下ＥＣＵという）５１により制御される。供給調整弁１０３は、通常は開状態とされ、ＶＶＴ１０を初期状態に戻すときに閉状態とされる。ＯＣＶ４４は、エンジンＥの運転状態に応じてデューティー制御されて、該ＯＣＶ４４からＶＶＴ１０へ供給する作動油圧が変更調整されることになっていて、これにより、図１０に示すように、吸気バルブ２３及び排気バルブ２４の開閉作動タイミングを最遅角位置から最進角位置まで連続的に変更できることになっている。
【００４２】
このため、前記ＥＣＵ５１には、供給調整弁１０３及びＯＣＶ４４を適正に制御すべく、図８に示すように、カム軸２、３の各回転位置を検出するカム角センサ７４（代表符号として７４を用いる）からの出力信号、クランク軸７の所定の回転位置に対応する信号を出力するクランク角センサ９０からの出力信号、図示しないエンジンの吸気系に設けられたスロットル弁の全閉状態を検出するスロットルオンオフセンサ９１からの出力信号、吸気系に設けられた吸気量センサ９２からの出力信号、ＶＶＴ１０における作動油の油圧低下状態を検出するセンサ（油圧センサ、加速度センサ、旋回センサ等の代表として用いる）９３からの出力信号等が入力されることになっている。
【００４３】
具体的には、ＥＣＵ５１は、クランク角センサ９０からの入力信号及びカム角センサ７４からの入力信号に基づいて、クランク軸７に対するカム軸２の回転位相差（以下、バルブ進角量ΔＶＴという）を検出し、クランク角センサ９０からの入力信号に基づいてエンジン回転数Ｎｅを演算し、吸気量センサ９２からの入力信号に基づいて吸入空気量を演算して、それらの演算結果に基づいてエンジン負荷を表す値として例えば吸気充填効率を演算する。そして、エンジン回転数Ｎｅ及びエンジン負荷に基づいて予め設定したマップからバルブ進角量ΔＶＴの目標値を読み込み、前記の演算されるバルブ進角量ΔＶＴが目標値に一致するように、０ＣＶ４４に制御信号を出力する。
【００４４】
また、ＥＣＵ５１は、センサ９３からの信号に基づき作動油圧の低下を検出したときには、次のような制御をも行うことになっている。すなわち、作動油の油圧自体、車両の旋回、車両の加減速状態等を検出して、液圧保持制御手段が、作動油圧が基準油圧よりも低いと判断したときには、ＯＣＶ４４により作動油が保持されて（ホールド状態）、遅角側受圧室１０ａ、遅角側受圧室１０ｂへの作動油の給排が行われない状態となり、ロータは現在位置に保持される。これにより、作動油が低下したときに、ＶＶＴ１０による目標バルブタイミングへの制御が不能となり、ＶＶＴ１０のロータ３１がハンチングを起こす可能性があることを考慮し、それらを抑制できることになる。しかも、本実施形態においては、上記のように、ＯＣＶ４４による作動油のホールドに際し、液圧保持制御手段により、その際のバルブタイミングの状態に維持した場合、そのバルブタイミングと目標バルブタイミングとのずれにより燃焼状態の悪化の影響があるか否かも判断し、そのような状況にあると判断したときには、作動油圧がＶＶＴ１０からドレンポート５０ｃを介してオイルパン１０１側に逃がされて初期状態に戻され（ＶＶＴ１０Ａにおいては、吸気バルブ２３は最遅角位置、ＶＶＴ１０Ｂにおいては、最進角位置）、吸気バルブ２３と排気バルブ２４とのオーバーラップ量が最小とされる。燃焼状態の悪化の影響が大きい運転状態にある場合には、燃焼性の確保を優先するためである。
【００４５】
以下、上記制御の手順について、図１１に示すフローチャートに基づいて、具体的に説明する。
【００４６】
先ず、Ｓ１（Ｓはステップを示す）において、前述の各種情報を読み込み、Ｓ２において、吸気バルブ２３及び排気バルブ２４の各目標バルブタイミングを演算する。そして、次のＳ３においては、吸気バルブ２３の実際のバルブタイミングと目標バルブタイミングとが比較されて一致するか否かが判別される。Ｓ３がＹＥＳのときは、吸気バルブ２３の実際のバルブタイミングと目標バルブタイミングとが一致する場合（適合している場合）であり、このときには、ＯＣＶ４４により作動油がホールドされて、遅角側受圧室１０ａ、進角側受圧室１０ｂへの作動油の給排が行われない状態となり、ロータ３１は現在位置に保持される。これにより、吸気側カムプーリ５と吸気側カム軸３の位相は現状のまま維持される。
【００４７】
一方、Ｓ３がＮＯのときにはＳ５に進み、そのＳ５において、吸気側ＶＶＴ１０Ａに対する供給油圧が基準油圧よりも高いか否かが判別される。ＶＶＴ１０Ａによる目標バルブタイミングへの制御が不能となる可能性があるか否か、ＶＶＴ１０Ａのロータ３１がハンチングを起こす可能性があるか否かを判断するためである。このＳ５がＹＥＳのときには、Ｓ６において、吸気バルブ２３の実際のバルブタイミングと目標バルブタイミングとの偏差に応じてＯＣＶ４４に対してフィードバック制御が行われる。
【００４８】
次のＳ７においては、排気バルブ２４の実際のバルブタイミングと目標バルブタイミングとが比較されて一致するか否かが判別される。このＳ７がＹＥＳのときには、前記Ｓ４に進む一方、Ｓ７がＮＯのときには、Ｓ８において、排気側ＶＶＴ１０Ｂに対する作動油圧が基準油圧よりも高いか否かが判別される。ＶＶＴ１０Ｂによる目標バルブタイミングへの制御が不能となるか否か、ＶＶＴ１０Ｂのロータ３１がハンチングを起こす可能性があるか否かを判断するためである。このＳ８がＹＥＳのときには、Ｓ９において、排気バルブ２４の実際のバルブタイミングと目標バルブタイミングとの偏差に応じてＯＣＶ４４に対してフィードバック制御が行われる。
【００４９】
前記Ｓ５がＮＯのときは、車両の旋回等により、ＶＶＴ１０Ａに対する作動油の油圧が基準油圧よりも低下した場合であり、この場合には、Ｓ１０に進んで運転状態がアイドル状態か否かが判別される。仮に現在のバルブタイミングの状態に維持した場合、そのバルブタイミングと目標バルブタイミングとのずれにより燃焼状態の悪化の影響があるか否かを判断するためである。そして、上記Ｓ１０がＮＯのときには、燃焼状態の悪化の影響が大きい運転状態にないとして、前記Ｓ４に進んでＯＣＶ４４により作動油がホールドされる。これにより、遅角側受圧室１０ａ、進角側受圧室１０ｂへの作動油の給排が行われない状態とされて、ロータ３１は現在位置に保持され、ＶＶＴ１０Ａのロータ３１のハンチング等を抑制することできることになる。その一方、Ｓ１０がＹＥＳのときは、燃焼状態の悪化の影響が大きい運転状態にある場合であり、この場合には、Ｓ１１において、吸気バルブ２３のバルブタイミングが初期状態である最遅角位置（ＶＶＴ１０Ａにおいて、供給調整弁１０３が閉、進角側受圧室１０ｂとドレンポート５０ｃとが連通状態）、排気バルブ２４のバルブタイミングが初期状態である最進角位置（ＶＶＴ１０Ｂにおいて、供給調整弁１０３が閉、遅角側受圧室１０ａとドレンポート５０ｃとが連通状態）とされて、吸気バルブ２３と排気バルブ２４とのオーバーラップが最小状態（本実施形態においてはオーバーラップしない状態）とされ、燃焼性が確保される。勿論この場合、ＶＶＴ１０Ａ，ＶＶＴ１０Ｂのいずれか一方の作動油圧が低下した場合には、吸気バルブ２３及び排気バルブ２４の両方を制御することに代えて、その作動油圧が低下した側のバルブのみを制御して、吸気バルブ２３と排気バルブ２４とのオーバーラップ量を最小にしてもよい。
【００５０】
前記Ｓ８がＮＯのときは、車両の旋回等により、ＶＶＴ１０Ｂに対する作動油の油圧が基準油圧よりも低下した場合であり、この場合にも、前記Ｓ５のＮＯの場合同様、前記Ｓ１０に進むことになる。
【００５１】
尚、上記実施形態においては、吸気側カム軸２にＶＶＴ１０Ａ、排気側カム軸３にＶＶＴ１０Ｂを設けているが、そのＶＶＴ１０をいずれか一方にだけ設けるようにしてもよい。
【００５２】
図１３は、他の実施形態を示すものである。この実施形態においては、前記実施形態におけるフローチャートにおけるＳ１０に代えて、作動油の油圧の低下状態（Ｓ５、Ｓ８がＮＯの状態）が所定時間継続しているか否かが判別される（Ｓ１０−２）。これは、油圧が基準油圧よりも低下した状態が長期に亘って生じるおそれがあるかを否かを検出して、そのおそれがあるときには、燃焼性の確保を優先しようとするものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係るエンジンＥの構成を示す上面図である。
【図２】図１のエンジンＥのシリンダヘッド上部の構成を示す上面図である。
【図３】クランクプーリによりカムプーリを駆動して同期回転させる伝動経路の構成を示すエンジンＥの正面図である。
【図４】バルブの配置を示す説明図である。
【図５】ＶＶＴの構成を示す図１の V-V 線における断面図である。
【図６】図５の VI-VI 線におけるＶＶＴの断面図である。
【図７】図５の VII-VII 線におけるＶＶＴの断面図である。
【図８】ＯＣＶ及びその作動を制御するＥＣＵの構成を示す説明図である。
【図９】カムキャップ及び中間部材の構成を示す説明図である。
【図１０】バルブタイミングの変更範囲を示す説明図である。
【図１１】実施形態に係る制御例を示すフローチャートである。
【図１２】ＯＣＶによる作動油保持状態を説明する説明図である。
【図１３】他の実施形態に係る制御例を示すフローチャートである。
【符号の説明】
Ａバルブタイミング制御装置
Ｅエンジン
２吸気側カム軸
３排気側カム軸
７クランク軸
１０バルブタイミング可変装置（回転位相可変機構）
４４オイルコントロールバルブ（液圧調整弁）
５１コントロールユニット
７４カム角センサ
９０クランク角センサ
９１スロットルオンオフセンサ
９２吸気量センサ
９３センサ（液圧状態検出手段）
１０１オイルパン
１０２オイルポンプ
１０３供給調整弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present invention relates to a valve timing control device for an engine that changes a rotational phase of a valve operating camshaft with respect to a crankshaft in accordance with an operating state of the engine.
[0002]
[Prior art]
  In general, an engine valve timing control device is provided with a vane type rotational phase variable mechanism between a chain sprocket or timing pulley (hereinafter referred to as a timing pulley) that rotates synchronously with a crankshaft and a camshaft, and the rotation of the mechanism. The hydraulic oil is supplied to the phase variable mechanism through an oil control valve. The oil control valve adjusts the hydraulic pressure of the hydraulic oil to the rotation phase variable mechanism, adjusts the rotation phase difference between the crankshaft and the camshaft, and retards or advances the opening / closing timing of the intake valve and exhaust valve. By shifting to the side, exhaust gas is reduced and fuel efficiency is improved. Such an engine valve timing control device has been further improved recently. For example, as shown in Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-148380, an oil control valve is controlled for a certain period of time after the engine is stopped. Proposals have been made to maintain a predetermined hydraulic pressure of oil and to smoothly perform cam angle control at the time of subsequent engine start.
[0003]
  By the way, in a vehicle, various driving | running | working aspects are taken and there exists a possibility that sudden turning, sudden acceleration, sudden deceleration, etc. may be performed during driving | running | working. For this reason, in such an operating situation, the oil (operating oil) inside the oil pan is biased, and the oil pump may be temporarily unable to supply the oil. Further, depending on the use situation, the oil temperature may become high, and an unexpected state such as a decrease in hydraulic pressure to the rotation phase variable mechanism may be caused.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
  However, even in such a case, the hydraulic pressure applied to the oil control valve is insufficient because the valve timing control device continues to operate so as to control to a preset valve timing. . For this reason, when the hydraulic pressure to the rotation phase variable mechanism decreases, not only the control of the target rotation phase difference by the rotation phase variable mechanism becomes impossible, but also the rotor in the rotation phase variable mechanism causes hunting, which generates noise. This may cause
[0005]
  The present invention has been made in view of such points, and an object of the present invention is to suppress the occurrence of hunting in the rotor in the rotation phase variable mechanism when the hydraulic pressure to the rotation phase variable mechanism is reduced. Another object of the present invention is to provide an engine valve timing control device that can suppress an increase in the difference between an actual rotational phase difference and a target rotational phase difference as much as possible.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, the present invention provides:The following first configuration is adopted. That is, as described in claim 1 in the claims,
  A rotation phase variable mechanism that adjusts the rotation phase difference between the crankshaft and the camshaft according to the fluid pressure, a fluid pressure adjustment valve that adjusts the fluid pressure to the rotation phase variable mechanism, and the fluid pressure adjustment valve. In a valve timing control device for an engine, comprising: a hydraulic pressure control means that performs feedback control based on a deviation between a target rotational phase difference and an actual phase difference according to an operating state of the engine.
  Hydraulic pressure state detecting means for detecting a hydraulic pressure state with respect to the rotational phase variable mechanism;
  When it is determined that the hydraulic pressure with respect to the rotation phase variable mechanism is in a reduced state based on the signal from the hydraulic pressure state detection means, the feedback control for the hydraulic pressure adjustment valve is stopped, and the hydraulic pressure adjustment valve is Hydraulic pressure holding control means for controlling the communication between the rotation phase variable mechanism and the hydraulic pressure supply source to be interrupted;
  Driving state detecting means for detecting the driving state;
With
The rotational phase variable mechanism is set so that the rotational phase difference is in a state where the amount of overlap between the intake valve and the exhaust valve is minimized when no hydraulic pressure acts on the rotational phase variable mechanism. ,
Even when the hydraulic pressure holding control means determines that the hydraulic pressure state with respect to the rotational phase variable mechanism is in a lowered state based on the signal from the hydraulic pressure state detection means, the operating pressure detection means When it is determined that the operation state is greatly affected by the deterioration of the combustion state based on the signal, the communication state is established without blocking between the rotation phase variable mechanism and the hydraulic pressure supply source based on the control of the hydraulic pressure control valve. By relieving the hydraulic pressure, the rotational phase variable mechanism is set so that the rotational phase difference is in a state where the amount of overlap between the intake valve and the exhaust valve is minimized.
likeAs a configuration. As a preferred embodiment of this claim 1, claim 2 is preferable.To claim 4As described.
[0007]
  In order to achieve the above object, the present invention adopts the following second configuration. That is, as described in claim 5 in the claims,
  A rotation phase variable mechanism that adjusts the rotation phase difference between the crankshaft and the camshaft according to the fluid pressure, a fluid pressure adjustment valve that adjusts the fluid pressure to the rotation phase variable mechanism, and the fluid pressure adjustment valve. In a valve timing control device for an engine, comprising: a hydraulic pressure control means that performs feedback control based on a deviation between a target rotational phase difference and an actual phase difference according to an operating state of the engine.
Hydraulic pressure state detecting means for detecting a hydraulic pressure state with respect to the rotational phase variable mechanism;
When it is determined that the hydraulic pressure with respect to the rotation phase variable mechanism is in a reduced state based on the signal from the hydraulic pressure state detection means, the feedback control for the hydraulic pressure adjustment valve is stopped, and the hydraulic pressure adjustment valve is Hydraulic pressure holding control means for controlling the communication between the rotation phase variable mechanism and the hydraulic pressure supply source to be interrupted;
With
  The rotational phase variable mechanism is set so that the rotational phase difference is in a state where the amount of overlap between the intake valve and the exhaust valve is minimized when no hydraulic pressure acts on the rotational phase variable mechanism. ,
The hydraulic pressure holding control means determines that the rotational phase variable mechanism and the hydraulic pressure supply are based on the control of the hydraulic pressure control valve when it is determined that the reduced pressure state for the rotational phase variable mechanism continues for a predetermined time. The rotational phase variable mechanism is set so that the amount of overlap between the intake valve and the exhaust valve is minimized by relieving the hydraulic pressure by bringing the source into communication. ing,
The configuration is as follows.
[0008]
【The invention's effect】
  According to the first aspect of the present invention, when the hydraulic pressure with respect to the rotational phase variable mechanism decreases, the hydraulic pressure adjustment valve blocks communication between the rotational phase variable mechanism and the hydraulic pressure supply source, and the rotational phase variable mechanism. Therefore, the position of the rotor in the rotational phase variable mechanism is maintained at that time. For this reason, when the hydraulic pressure with respect to the rotational phase variable mechanism decreases, not only can the rotor in the rotational phase variable mechanism suppress hunting, but the rotational phase difference is close to the target rotational phase difference at the time when the hydraulic pressure decreases. It is possible to suppress the actual rotational phase difference from deviating greatly from the target rotational phase difference as much as possible by fixing to what is in the state.Even if it is determined that the hydraulic pressure state with respect to the rotational phase variable mechanism is in a lowered state, if it is determined that the operation state is greatly affected by the deterioration of the combustion state, the rotational phase variable mechanism and the hydraulic pressure supply are determined. Since the hydraulic pressure is relieved by making the communication state without shutting off the source, the rotational phase difference is made a state in which the overlap amount between the intake valve and the exhaust valve is minimized, so that the combustibility is improved. When there is a possibility of deterioration, the control associated with the decrease in liquefaction can be regulated to ensure combustibility.
[0009]
  According to the invention of claim 2, when the hydraulic pressure holding control means is in a state where the hydraulic pressure with respect to the rotation phase variable mechanism is in a reduced state, the hydraulic pressure that may cause the hydraulic pressure to drop, the turning state of the vehicle, the vehicle Since it is set so as to be determined by detecting at least one of the acceleration / deceleration states, it is possible to accurately detect the decrease in the hydraulic pressure and reliably obtain the effect of the first aspect.
  According to the third aspect of the present invention, it is possible to determine the operating state that is greatly affected by the deterioration of the combustion state based on the rotational phase difference shift based on the signal from the operating state detecting means.
[0010]
  According to the invention of claim 4, since the operating state that is greatly affected by the deterioration of the combustion state is at the time of low load or cold, the operating state that is greatly affected by the deterioration of the combustion state is accurately detected, Thus, the function and effect of the third aspect can be obtained with certainty.
[0011]
  According to the fifth aspect of the present invention, when it is determined that the decrease in the hydraulic pressure with respect to the rotation phase variable mechanism continues for a predetermined time, the rotation pressure variable mechanism and the hydraulic pressure supply source are brought into communication with each other. To reduce the rotational phase difference so that the amount of overlap between the intake valve and the exhaust valve is minimized. Therefore, priority can be given to ensuring combustibility.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0013]
(Schematic configuration of the engine)
  1 to 3 show an engine E equipped with a valve timing control device A according to an embodiment of the present invention. The engine E is an in-line four-cylinder gasoline engine, and four cylinders (cylinders) have a vehicle width. It is placed horizontally in the engine room of the vehicle so as to be aligned in a line in the direction.
[0014]
  In FIG. 2, reference numeral 1 denotes a cylinder head, and an intake side camshaft 2 for opening and closing an intake valve and an exhaust side camshaft 3 for opening and closing an exhaust valve are provided above the cylinder head 1. .. Are rotatably supported by five bearing portions 4, 4,. As shown in FIG. 3, cam pulleys 5 and 6 are attached to the end portions of the two cam shafts 2 and 3 on the front side of the engine (left end portion in the figure) so as to be relatively rotatable. , 6 and a crank pulley 8 fitted to the crankshaft 7, a timing belt 9 is stretched, and the rotational force of the crankshaft 7 is transmitted to the cam pulleys 5, 6 via the timing belt 9. Has been.
[0015]
  An idler pulley 11 is provided on the tension side span (right side in FIG. 3) of the timing belt 9, and a tensioner 12 for adjusting belt tension is provided on the loose side span (left side in FIG. 3). The tensioner 12 is urged to the right side of the figure by a tensioner spring 13 with a fulcrum 14 as the center. When the timing belt 9 is attached to the cam pulleys 5 and 6 and the crank pulley 8, the position is fixed to the cylinder block 15 with bolts 16. For initial tension adjustment. 2, 17, 17,... Are plug holes that communicate with the combustion chambers of the respective cylinders and are fitted with ignition plugs (not shown). 2 and 5, reference numeral 73 denotes a sensing plate that is detected by the cam angle sensor 74. The same plate is also provided on the exhaust side camshaft 3, but the illustration thereof is omitted. .
[0016]
  The intake camshaft 2 opens and closes an intake valve 23, and the exhaust camshaft 3 opens and closes an exhaust valve 24 (see FIG. 4). The intake valve 23 extends in the vertical direction from the umbrella portion 23a that opens and closes the intake port 27 and the combustion chamber 28, and extends from the umbrella portion 23a in a state inclined about 15 degrees, for example, with respect to the cylinder center line y. And a valve shaft 23b extending into the upper hole portion 21, and a valve lifter 26 is interposed between the upper end portion of the valve shaft 23b and the cam shaft 2 while being accommodated in the hole portion 21. Has been. A valve spring 25 is interposed between the valve lifter 26 and the cylinder head 1, and the intake valve 23 is urged by the valve spring 25 toward the closed state (the upper side in the figure). As a result, the intake valve 23 is directly driven by the camshaft 2 via the valve lifter 26 and reciprocates along the central axis x1. Similarly to the intake valve 23, the exhaust valve 24 also has an umbrella portion 24 a and a valve shaft 24 b and has a similar arrangement configuration. The exhaust valve 24 is a hole portion 22 formed in the upper part of the cylinder head 1. It is directly driven by the camshaft 3 through the valve lifter 26 accommodated therein, and reciprocates along the central axis x2.
[0017]
(Configuration of VVT)
  A valve timing variable mechanism (hereinafter referred to as VVT) 10A as a rotational phase variable mechanism is provided at the front end portion of the intake side camshaft 2, and a rotational phase variable mechanism as a rotational phase variable mechanism is provided at the front end portion of the exhaust side camshaft 3. A variable valve timing mechanism (hereinafter referred to as VVT) 10B is provided (see FIG. 2). In any VVT 10A (10B), the cam shaft 2 (3) and the cam pulley 5 (6) are rotated relative to each other by hydraulic pressure to change the rotational phase of the cam shaft 2 (3) with respect to the crankshaft 7. These VVTs 10A and 10B have the same configuration. For this reason, the VVT 10A, which is one of the VVT 10A and VVT 10B, will be described below as a representative configuration, and the description of the VVT 10B and related elements will be omitted unless they are related to a specific configuration. In order to show that they are common, “10” is used as a representative code when describing the VVT 10A).
[0018]
  As shown in FIG. 5, the VVT 10 includes a rotor 31 and a cylindrical casing 32 that is externally fitted to the rotor 31 so as to be relatively rotatable in a cylinder head cover 30 disposed above the cylinder head 1. And. As shown in FIGS. 5 to 7, the rotor 31 includes four vanes projecting radially outward from the outer periphery of the boss portion around the boss portion, and the four vanes are generally in the circumferential direction. Arranged at equal intervals. The rotor 31 is attached so as to rotate integrally with the tip end portion (left end portion in FIG. 5) of the cam shaft 2 by using a washer member 33 and a bolt 34. The axis of the rotor 31 is a cam shaft. 2 coincides with the axis z1.
[0019]
  On the other hand, the casing 32 is integrally attached to the cam pulley 5 in a state where the rotor 31 is accommodated by using a disk-shaped lid member 35 and a bolt 36. The casing 32 is disposed concentrically about the axis line z1 of the camshaft 2, and four projecting wall portions are provided on the inner peripheral surface thereof. The four projecting wall portions are alternately arranged with the vanes of the rotor 31 in the circumferential direction, the tip surfaces of the vanes are in sliding contact with the inner peripheral surface of the casing 32, and the tip surfaces of the projecting wall portions are the rotor 31. Is in sliding contact with the outer peripheral surface of the boss. Reference numeral 37 denotes an oil seal provided on each vane of the rotor 31 and each front end surface of the protruding wall portion of the casing 32.
[0020]
  Between the rotor 31 and the casing 32, as shown in FIGS. 6 and 7, eight pressure receiving chambers 10 a, 10 b, and 10 a that receive hydraulic pressure by the vanes of the rotor 31 and the protruding wall portions of the casing 32. , 10b,... Are partitioned. Of the eight pressure receiving chambers 10a, 10b, 10a, 10b,..., The rotation side of the camshaft 2 is positioned as four retarded pressure receiving chambers 10a, 10a,. The opposite side of the retard side pressure receiving chambers 10a, 10a,... With respect to each of the 31 vanes is positioned as four advance side pressure receiving chambers 10b, 10b,.
[0021]
  An oil passage 31a formed in a boss portion of the rotor 31 is communicated with each of the four retard side pressure receiving chambers 10a, 10a,. Therefore, if hydraulic oil is supplied via the oil passage 31a and the hydraulic pressure for the four retarded pressure receiving chambers 10a, 10a,... Increases, the rotor 31 rotates the camshaft 2 relative to the casing 32. It is turned to the opposite side, and the operation timing of the intake valve 23 is changed to the retard side. On the other hand, oil passages 31b formed in the boss portions of the rotor 31 are communicated with the four advance side pressure receiving chambers 10b, 10b,. For this reason, if hydraulic oil is supplied through this oil passage 31b and the hydraulic pressure for the four advance side pressure receiving chambers 10b, 10b,... Increases, the rotor 31 rotates the camshaft 2 relative to the casing 32. The operation timing of the intake valve 23 is changed to the advance side.
[0022]
  As shown in FIG. 5, the cam pulley 5 is provided with a stopper pin 80 that engages with the cam pulley 5 and the rotor 31 and prevents their relative rotation. That is, one of the four vanes of the rotor 31 is formed larger in the circumferential direction than the other three, and the vane extends in the direction of the axis z1 of the cam shaft 2 and opens to the cam pulley 5 side. A fitting hole 81 having a circular cross section is formed. On the other hand, the cam pulley 5 is formed with a recess 82 having a diameter larger than that of the fitting hole 81 of the rotor 31 so as to be able to communicate with the fitting hole 81. A shaped stopper pin 80 is accommodated. The stopper pin 80 has a distal end side (the left side in the figure) that is substantially the same diameter as the fitting hole 81 of the rotor 31, while a proximal end side (the right side in the figure) accommodated in the recess 82 of the cam pulley 5. The stopper pin 80 is biased toward the rotor 31 by the pressing force of a spring 83 disposed inside the stopper pin 80 at the base end side. For this reason, when no external force is applied to the stopper pin 80, the tip portion protrudes from the concave portion 82 of the cam pulley 5 and is fitted into the fitting hole 81 of the rotor 31, and the stopper pin 80 is connected to the cam pulley 5 and the rotor 31. The rotation prevention state (state shown in the figure) which prevents relative rotation is assumed.
[0023]
  As shown in FIG. 6, communication passages 86 and 87 are formed in the vane where the fitting hole 81 exists, and the side opposite to the side where the cam pulley 5 exists (see FIG. 6). 5 on the left side) is provided with a valve 85 comprising a check valve. The communication path 86 communicates the fitting hole 81 and the advance side pressure receiving chamber 10b on the side opposite to the side where the cam pulley 5 exists, and the communication path 87 is opposite to the side where the cam pulley 5 also exists. On the side, the fitting hole 81 communicates with the retard side pressure receiving chamber 10a. The valve 85 only allows the hydraulic oil in the advance side pressure receiving chamber 10b and the retard side pressure receiving chamber 10a to flow into the fitting hole 81 through the communication passages 86 and 87, and the communication passages 86, 87, that is, the advance side pressure receiving chamber 10b and the retard side pressure receiving chamber 10a have a function of preventing mutual communication. Therefore, the hydraulic pressure in each of the pressure receiving chambers 10a and 10b is guided into the fitting hole 81 and acts on the tip surface of the stopper pin 80, and the hydraulic pressure in each of the pressure receiving chambers 10a and 10b is predetermined. When the value is less than the value, the stopper pin 80 maintains the rotation prevention state (initial state) between the rotor 31 and the cam pulley 5, and when the hydraulic pressure in each of the pressure receiving chambers 10a and 10b rises above a predetermined value, the stopper pin 80 80 is pushed out from the fitting hole 81 against the pressing force of the spring 83, and the stopper pin 80 switches the rotor 31 and the cam pulley 5 to a rotation allowable state.
[0024]
  In the rotation prevention state, with respect to the VVT 10A, the rotor 31 is located at a position that is maximally deviated on the opposite side to the rotation of the camshaft 2 with respect to the casing 32, that is, at the most retarded angle position. In the blocking state, it is located at the most advanced position. That is, the VVT 10A is set to automatically reach the most retarded position by the reaction force of the cam torque when the hydraulic pressure does not act on the advance side pressure receiving chamber 10b, and the VVT 10B has a return spring (not shown). The return spring is set so that when the hydraulic pressure is no longer applied, the valve is advanced against the cam torque to take the most advanced position.
[0025]
  For this reason, when the engine is stopped, the hydraulic pressure in the advance side and retard side pressure receiving chambers 10b, 10a,... Is substantially atmospheric pressure, so that the stopper pin 80 is prevented from rotating by the pressing force of the spring 83. In this state, the rotor 31 and the casing 32 of the VVT 10 are brought into a relatively non-rotatable state with respect to each other, and the generation of noise due to their collision or the like is prevented. On the other hand, if the hydraulic pressure in the advance side or retard side pressure receiving chambers 10b, 10a,... Rises to a predetermined value or more after the engine starts, that is, the stopper pin 8 rotates against the pressing force of the spring 83. If the operating hydraulic pressure increases to such an extent that the operation is switched to the permissible state, the rotor 31 and the casing 32 can be rotated relative to each other.
[0026]
  In FIG. 5, 32 a is an annular oil seal for preventing oil leakage between the casing 32 and the lid member 35, and 32 b is for preventing oil leakage between the casing 32 and the cam pulley 5. This is an annular oil seal. The cam pulley 5 is formed by fitting an outer peripheral member 5b to an inner peripheral member 5a, and the outer peripheral member 5b is molded by sintering so as to have a precise tooth profile. Therefore, if the oil seal 32b is provided between the casing 32 and the outer peripheral side member 5b of the cam pulley 5, the compatibility is poor and there is a risk of oil leakage. It is provided on the inner peripheral side so as to seal between the peripheral member 5a.
[0027]
(Configuration of hydraulic oil supply path)
  The hydraulic pressure is supplied to the VVT 10 through a hydraulic oil supply path including an oil pipe provided outside the cylinder block 15. That is, as shown in FIG. 1, oil (hydraulic oil) in the oil pan 101 is pumped based on the oil pump 102, thereby passing through an oil joint 38 and an oil pipe 39 provided on the outer periphery of the engine. Then, it is sent to an electromagnetic oil control valve (hereinafter referred to as OCV) 44 in a valve case 40 fixed to the upper surface of the cylinder head cover 30. After the hydraulic pressure is adjusted by the OCV 44, the adjusted hydraulic pressure is supplied to the pressure receiving chambers 10a, 10b,... Of the VVT 10 through the oil passage.
[0028]
  This will be specifically described. As shown in FIG. 5, the valve case 40 is provided with an oil joint 41, and an inlet hole 40 b extending in the longitudinal direction of the engine and continuous with the inlet hole 40 b inside the valve hole 40 b. An arrangement hole 40a extending in a direction perpendicular to the cam shaft (a direction between the cam shafts) is formed while maintaining a substantially horizontal state. The inlet hole 40b is provided with a union bolt 42, an oil filter 43, and a supply regulating valve 103 (not shown in FIG. 5 and described only in FIG. 8), and the arrangement hole 40a is provided with an OCV 44. The hydraulic oil sent to the case 40 reaches the oil passage in the union bolt 42 through the oil joint 41, and from here the electromagnetic oil control valve (hereinafter referred to as OCV) through the oil filter 43 and the supply adjustment valve 103. 44 to be supplied. In the present embodiment, the OCV 44 and the supply adjustment valve 103 constitute a hydraulic pressure control valve.
[0029]
  As shown in FIG. 8, the OCV 44 includes an electromagnetic solenoid 47 having a coil 45 and a plunger 46, a spool 49 having one end connected to the plunger 46 and the other end pressed by a spring 48, and the spool 49. And a casing 50 for housing. The casing 50 includes a supply port 50a that receives supplied pressure oil, a pair of actuator ports 50b and 50b that are connected to the VVT 10 side to supply and discharge hydraulic oil, and a drain that discharges return oil returned from the VVT 10 side. Ports 50c and 50c are provided. When a signal from the ECU 51 (described later) is input to the electromagnetic solenoid 47, the spool 49 is operated against the pressing force of the spring 48, and the flow rate of the supplied hydraulic oil (the communication is cut off and does not flow). And the direction is to be adjusted.
[0030]
  As shown in FIG. 8, the supply adjustment valve 103 is connected to the upstream side of the supply port 50a in the OCV 44. The supply adjustment valve 103 is normally opened, while the valve timing is set to the initial state. In the (rotation prevention state), the supply port 50a in the OCV 44 is closed by closing. At this time, the OCV 44 is based on the spool 49, and in the VVT 10A, the advance side pressure receiving chamber 10b communicates with the drain port 50c via one actuator port 50b so that the valve timing is set to the most retarded state which is the initial state. In the VVT 10B, the retard side pressure receiving chamber 10a is communicated with the drain port 50c through one actuator port 50b in order to set the valve timing to the most advanced angle state which is the initial state.
[0031]
  As shown in FIG. 5, the valve case 40 has a fitting insertion portion 40c that extends in the vertical direction and opens downward on the side opposite to the inlet hole 40b with respect to the arrangement hole 40a, and the fitting insertion portion 40c. Are connected to the arrangement hole 40a, and a drain hole 40f that opens from the side of the arrangement hole 40a to the lower side facing the upper surface of the cylinder head cover 30 is formed. A portion following the opening 30a of the cylinder head cover 30 facing the lower side of the drain hole 40f is a drain receiving portion 30b for returning the return oil returned from the OCV 44 into the cylinder block from the opening 30a.
[0032]
  As shown in FIGS. 5 and 9, the valve case 40 is also connected to a bearing portion 4 of a first journal that supports the camshaft 2 on the intake side via an intermediate member 52. The intermediate member 52 has an inverted T shape (see FIG. 9). The upper end portion of the intermediate member 52 passes through the opening 30a of the cylinder head cover 30 and is inserted into the insertion portion 40c of the valve case 40, while the lower end portion is fixed to the upper surface of the bearing portion 4 of the first journal. ing. The valve case and the like on the bearing 4 that supports the exhaust-side camshaft 3 are not shown in FIGS. The bearings 4, 4,... Are respectively arranged in a halved lower bearing 53 provided on the upper surface of the cylinder head 1 and set bolts 54, 54 provided on the upper surface of the lower bearing 53. It is composed of a half-shaped cam cap 55 fastened to the side bearing portion 53. .. Are formed with bearing surfaces 4a having the same bearing diameter.
[0033]
  As shown in FIGS. 5 and 9, oil passages 61 and 62 and oil passages 63 and 64 are formed in the intermediate member 52. The oil passage 61 extends in the lateral direction and communicates with the OCV 44 through the port 40d, and the oil passage 62 communicates with the oil passage 61 and extends obliquely downward. The oil passage 63 extends in the lateral direction and communicates with the OCV 44 through the port 40e, and the oil passage 64 communicates with the oil passage 63 and extends in the vertical direction. In addition, oil passages 65 and 66 are formed in the cam cap 55 of the first journal. The oil passage 65 communicates with one oil passage 62 of the intermediate member 52 and extends in the vertical direction. Is communicated with the other oil passage 64 of the intermediate member 52 and extends obliquely downward. Further, two ring grooves 67 and 68 are formed on the bearing surface 4a of the first journal. The two ring grooves 67 and 68 are positioned away from each other in the direction of the axis z1 of the cam shaft 2, and each ring groove 67 (68) extends in the circumferential direction of the bearing surface 4a. The annular groove 67 is in communication with the oil passage 65, and the annular groove 68 is in communication with the oil passage 66.
[0034]
  The camshaft 2 is formed with a retarded oil passage 70 and an advanced oil passage 71. The oil passage 70 extends in the direction of the axis z1, and one end thereof (the left end in FIG. 5) opens to the end face of the camshaft 2, communicates with the oil passage 31a of the rotor 31 of the VVT 10, and the other end (in the same figure). The right end) is open to the bearing surface 4a and communicates with one ring groove 67. The oil passage 71 also extends in the direction of the axis z1, and one end thereof communicates with the oil passage 31b of the rotor 31 and the other end communicates with the other annular groove 68.
[0035]
  In FIG. 5, reference numeral 75 denotes a return passage formed in the bolt 34 for fixing the VVT 10 to the camshaft 2, and hydraulic fluid leaking from the VVT10 passes through the return passage 75 into the camshaft 2. From there, it is guided to the return passage 76 in the cylinder head 1 and is returned to the cylinder block 15. An oil seal 77 is interposed between the cam pulley 5, the cam cap 52 and the cylinder head 1.
[0036]
  In the VVT 10 having such a configuration, when the opening / closing operation timing of the intake valve 23 is changed to the retard side, the hydraulic fluid is supplied from the supply port 50a in the OCV 44 through the one actuator port 50b to the retard side based on the duty control of the OCV 44. Are supplied to the pressure receiving chambers 10a, 10a,... (See, for example, FIG. 8), and the hydraulic pressure to the pressure receiving chambers 10a, 10a,. Of course, the other actuator port 50b serves as a hydraulic oil recirculation port, and the hydraulic oil is returned from the port to the opening 30a through one drain port 50c. That is, the hydraulic oil supplied is adjusted in the OCV 44, and then, as shown by arrows in FIG. 5, the port 40d of the valve case 40, the oil passages 61 and 62 of the intermediate member 52, and the oil of the cam cap 55 are shown from the OCV 44. It flows through the passage 65 to the annular groove 67, and flows through the retarded-side oil passage 70 in the camshaft 2 communicated with the annular groove 67, so that the four retarded-side pressure receiving pressures from the oil passage 31 a of the rotor 31. It is distributed and supplied to the chambers 10a, 10a,. As a result, the operating hydraulic pressure in each retarding pressure receiving chamber 10a increases, so that the rotor 31 is rotated to the opposite side of the cam shaft 2 with respect to the casing 32, and the operation timing of the intake valve 23 is retarded. As a result, the overlap amount of supply / exhaust becomes smaller.
[0037]
  At that time, the hydraulic oil discharged from the advance side pressure receiving chambers 10b, 10b,... Passes through the oil passage 31b in the rotor 31 and, as shown by an arrow in the figure, the advance side oil passage in the cam shaft 2. 71 circulates from an annular groove 68 communicating with the oil passage 71 to an oil passage 66 in the cam cap 55. Then, the hydraulic oil returns to the OCV 44 through the oil passages 64 and 63 of the intermediate member 52 and the port 40e of the valve case 40, and is discharged from the drain hole 40f, and then the opening 30a from the drain receiving portion 30b of the cylinder head cover 30. Is returned to the cylinder block 15 side (oil pan 101).
[0038]
  Conversely, when the operation timing of the intake valve 23 is changed to the advance side to increase the overlap amount of the supply and exhaust, the hydraulic oil is supplied in the opposite direction to the advance side pressure receiving chamber 10b, The operating oil pressure of 10b is increased.
[0039]
  Further, when holding the hydraulic oil, as shown in FIG. 12, the spool 49 is operated to close both actuator ports 50b, and the hydraulic oil is not supplied or discharged.
[0040]
  Furthermore, when the VVT 10 is returned to the initial state (rotation prevention state), the supply adjustment valve 103 is closed so that the reaction force of the cam torque or the urging force of the return spring (not shown) can be used. At the same time, one drain port 5c is in communication with one actuator port 50b (one communicating with the advance side pressure receiving chamber 10b in the VVT 10A and one communicating with the retard side pressure receiving chamber 10a in the VVT 10B).
[0041]
(Control of VVT)
  The supply regulating valve 103 and the OCV 44 are controlled by a control unit (Electronic Control Unit; hereinafter referred to as ECU) 51. The supply regulating valve 103 is normally opened, and is closed when the VVT 10 is returned to the initial state. The OCV 44 is duty-controlled according to the operating state of the engine E, and the operating hydraulic pressure supplied from the OCV 44 to the VVT 10 is changed and adjusted. As a result, as shown in FIG. The opening / closing operation timing of the exhaust valve 24 can be continuously changed from the most retarded position to the most advanced position.
[0042]
  For this reason, the ECU 51 has a cam angle sensor 74 (represented by 74 as a representative symbol) for detecting the rotational positions of the camshafts 2 and 3 as shown in FIG. 8 in order to properly control the supply regulating valve 103 and the OCV 44. Used), an output signal from a crank angle sensor 90 that outputs a signal corresponding to a predetermined rotational position of the crankshaft 7, and a fully closed state of a throttle valve provided in an intake system (not shown) of the engine. An output signal from the throttle on / off sensor 91, an output signal from an intake air amount sensor 92 provided in the intake system, and a sensor for detecting a hydraulic oil low state in the VVT 10 (used as a representative of a hydraulic sensor, an acceleration sensor, a turning sensor, etc.) ) The output signal from 93 is to be input.
[0043]
  Specifically, the ECU 51 determines the rotational phase difference of the camshaft 2 with respect to the crankshaft 7 (hereinafter referred to as a valve advance amount ΔVT) based on an input signal from the crank angle sensor 90 and an input signal from the cam angle sensor 74. , The engine speed Ne is calculated based on the input signal from the crank angle sensor 90, the intake air amount is calculated based on the input signal from the intake air amount sensor 92, and the engine is calculated based on the calculation result. For example, the intake charging efficiency is calculated as a value representing the load. Then, the target value of the valve advance amount ΔVT is read from a preset map based on the engine speed Ne and the engine load, and the control is made to 0CV44 so that the calculated valve advance amount ΔVT coincides with the target value. Output a signal.
[0044]
  Further, when the ECU 51 detects a decrease in the hydraulic pressure based on a signal from the sensor 93, the ECU 51 also performs the following control. In other words, when the hydraulic pressure of the hydraulic oil itself, the turning of the vehicle, the acceleration / deceleration state of the vehicle, etc. are detected and the hydraulic pressure holding control means determines that the hydraulic pressure is lower than the reference hydraulic pressure, the hydraulic oil is held by the OCV 44. Therefore, the hydraulic oil is not supplied to or discharged from the retard side pressure receiving chamber 10a and the retard side pressure receiving chamber 10b, and the rotor is held at the current position. Thereby, when hydraulic fluid falls, control to the target valve timing by VVT10 becomes impossible, and it can suppress that the rotor 31 of VVT10 may raise | generate a hunting. In addition, in the present embodiment, as described above, when the hydraulic oil is held by the OCV 44, if the hydraulic pressure holding control means maintains the valve timing at that time, the difference between the valve timing and the target valve timing. It is also determined whether or not there is an effect of deterioration of the combustion state. When it is determined that such a situation exists, the hydraulic pressure is released from the VVT 10 to the oil pan 101 side via the drain port 50c and returned to the initial state. (In the VVT 10A, the intake valve 23 is the most retarded position, and in the VVT 10B, the most advanced position), the amount of overlap between the intake valve 23 and the exhaust valve 24 is minimized. This is because priority is given to ensuring the combustibility when the driving state is greatly affected by the deterioration of the combustion state.
[0045]
  Hereinafter, the procedure of the above control will be specifically described based on the flowchart shown in FIG.
[0046]
  First, in S1 (S indicates a step), the above-described various information is read, and in S2, target valve timings of the intake valve 23 and the exhaust valve 24 are calculated. In the next S3, the actual valve timing of the intake valve 23 and the target valve timing are compared to determine whether or not they match. When S3 is YES, the actual valve timing of the intake valve 23 coincides with the target valve timing (when they are matched). At this time, the hydraulic oil is held by the OCV 44, and the retarded side pressure is received. The hydraulic oil is not supplied to or discharged from the chamber 10a and the advance side pressure receiving chamber 10b, and the rotor 31 is held at the current position. Thereby, the phase of the intake side cam pulley 5 and the intake side cam shaft 3 is maintained as it is.
[0047]
  On the other hand, when S3 is NO, the process proceeds to S5, and in S5, it is determined whether or not the supply hydraulic pressure to the intake side VVT 10A is higher than the reference hydraulic pressure. This is to determine whether or not the control to the target valve timing by the VVT 10A may be disabled, and whether or not the rotor 31 of the VVT 10A may cause hunting. When S5 is YES, feedback control is performed on the OCV 44 in S6 according to the deviation between the actual valve timing of the intake valve 23 and the target valve timing.
[0048]
  In the next S7, the actual valve timing of the exhaust valve 24 and the target valve timing are compared to determine whether or not they match. When S7 is YES, the process proceeds to S4. When S7 is NO, it is determined at S8 whether the working hydraulic pressure for the exhaust side VVT 10B is higher than the reference hydraulic pressure. This is to determine whether or not the control to the target valve timing by the VVT 10B becomes impossible and whether or not the rotor 31 of the VVT 10B may cause hunting. When this S8 is YES, feedback control is performed on the OCV 44 in S9 according to the deviation between the actual valve timing of the exhaust valve 24 and the target valve timing.
[0049]
  When S5 is NO, it is a case where the hydraulic pressure of the hydraulic oil for the VVT 10A is lower than the reference hydraulic pressure due to turning of the vehicle or the like. In this case, the process proceeds to S10 to determine whether or not the driving state is an idle state. Is done. This is because if the current valve timing state is maintained, it is determined whether or not there is an influence of deterioration of the combustion state due to the difference between the valve timing and the target valve timing. When S10 is NO, it is determined that the operating state is not greatly affected by the deterioration of the combustion state, so that the process proceeds to S4 and the hydraulic oil is held by the OCV 44. As a result, the hydraulic oil is not supplied to or discharged from the retard side pressure receiving chamber 10a and the advance side pressure receiving chamber 10b, the rotor 31 is held at the current position, and hunting of the rotor 31 of the VVT 10A is suppressed. Will be able to do. On the other hand, when S10 is YES, it is a case where the operating state is greatly affected by the deterioration of the combustion state. In this case, in S11, the valve timing of the intake valve 23 is the most retarded position (the initial state). In the VVT 10A, the supply adjustment valve 103 is closed, the advance side pressure receiving chamber 10b and the drain port 50c are in communication), and the most advanced angle position where the valve timing of the exhaust valve 24 is in the initial state (at the VVT 10B, the supply adjustment valve 103 is The closed and retarded pressure receiving chamber 10a and the drain port 50c are in communication with each other), and the overlap between the intake valve 23 and the exhaust valve 24 is minimized (in the present embodiment, the state where there is no overlap), and combustion Sex is secured. Of course, in this case, when the operating hydraulic pressure of either one of VVT 10A and VVT 10B decreases, instead of controlling both the intake valve 23 and the exhaust valve 24, only the valve on the side where the operating hydraulic pressure has decreased is controlled. Thus, the overlap amount between the intake valve 23 and the exhaust valve 24 may be minimized.
[0050]
  When S8 is NO, this is a case where the hydraulic pressure of the hydraulic oil for the VVT 10B is lower than the reference hydraulic pressure due to vehicle turning or the like. In this case as well, as in the case of S5, the process proceeds to S10. Become.
[0051]
  In the above embodiment, the VVT 10A is provided on the intake side camshaft 2 and the VVT10B is provided on the exhaust side camshaft 3. However, the VVT10 may be provided on only one of them.
[0052]
  FIG. 13 shows another embodiment. In this embodiment, instead of S10 in the flowchart in the above embodiment, it is determined whether or not the hydraulic oil pressure reduction state (S5 and S8 is NO) continues for a predetermined time (S10-2). ). This is to detect whether there is a possibility that a state where the hydraulic pressure is lower than the reference hydraulic pressure will occur over a long period of time, and when there is such a possibility, priority is given to securing combustibility.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a top view showing a configuration of an engine E according to an embodiment of the present invention.
2 is a top view showing a configuration of an upper part of a cylinder head of the engine E of FIG. 1. FIG.
FIG. 3 is a front view of an engine E showing a configuration of a transmission path in which a cam pulley is driven by a crank pulley to rotate synchronously.
FIG. 4 is an explanatory view showing the arrangement of valves.
5 is a cross-sectional view taken along the line VV in FIG. 1 showing the configuration of the VVT.
6 is a cross-sectional view of VVT taken along the line VI-VI in FIG. 5;
7 is a cross-sectional view taken along line VII-VII in FIG.
FIG. 8 is an explanatory diagram showing the configuration of an ECU that controls the OCV and its operation.
FIG. 9 is an explanatory view showing a configuration of a cam cap and an intermediate member.
FIG. 10 is an explanatory diagram showing a change range of valve timing.
FIG. 11 is a flowchart illustrating a control example according to the embodiment.
FIG. 12 is an explanatory diagram for explaining a hydraulic oil holding state by OCV.
FIG. 13 is a flowchart showing a control example according to another embodiment.
[Explanation of symbols]
A Valve timing control device
E engine
2 Inlet camshaft
3 Exhaust side camshaft
7 Crankshaft
10 Valve timing variable device (rotational phase variable mechanism)
44 Oil control valve (hydraulic pressure adjusting valve)
51 Control unit
74 Cam angle sensor
90 Crank angle sensor
91 Throttle on / off sensor
92 Intake sensor
93 Sensor (hydraulic pressure state detection means)
101 oil pan
102 Oil pump
103 Supply adjustment valve

Claims

A rotation phase variable mechanism that adjusts the rotation phase difference between the crankshaft and the camshaft according to the fluid pressure, a fluid pressure adjustment valve that adjusts the fluid pressure to the rotation phase variable mechanism, and the fluid pressure adjustment valve. In a valve timing control device for an engine, comprising: a hydraulic pressure control means that performs feedback control based on a deviation between a target rotational phase difference and an actual phase difference according to an operating state of the engine.
Hydraulic pressure state detecting means for detecting a hydraulic pressure state with respect to the rotational phase variable mechanism;
When it is determined that the hydraulic pressure with respect to the rotation phase variable mechanism is in a reduced state based on the signal from the hydraulic pressure state detection means, the feedback control for the hydraulic pressure adjustment valve is stopped, and the hydraulic pressure adjustment valve is Hydraulic pressure holding control means for controlling the communication between the rotation phase variable mechanism and the hydraulic pressure supply source to be interrupted;
Driving state detecting means for detecting the driving state;
With
The rotational phase variable mechanism is set so that the rotational phase difference is in a state where the amount of overlap between the intake valve and the exhaust valve is minimized when no hydraulic pressure acts on the rotational phase variable mechanism. ,
Even when the hydraulic pressure holding control means determines that the hydraulic pressure state with respect to the rotational phase variable mechanism is in a lowered state based on the signal from the hydraulic pressure state detection means, the operating pressure detection means When it is determined that the operation state is greatly affected by the deterioration of the combustion state based on the signal, the communication state is established without blocking between the rotation phase variable mechanism and the hydraulic pressure supply source based on the control of the hydraulic pressure control valve. By relieving the hydraulic pressure, the rotational phase variable mechanism is set so that the rotational phase difference is in a state where the amount of overlap between the intake valve and the exhaust valve is minimized.
An engine valve timing control device.

In claim 1,
The fluid pressure state detecting means detects at least one of fluid pressure, a turning state of the vehicle, and an acceleration / deceleration state of the vehicle;
At least one of the hydraulic pressure detected by the hydraulic pressure state detecting means, the turning state of the vehicle, and the acceleration / deceleration state of the vehicle, wherein the hydraulic pressure holding control means detects that the hydraulic pressure with respect to the rotation phase variable mechanism is in a lowered state. Set to detect by detection,
An engine valve timing control device.

In claim 1,
The valve timing control device for an engine according to claim 1, wherein the hydraulic pressure holding control means determines that the operation state is greatly affected by the deterioration of the combustion state due to a difference in rotational phase difference based on a signal from the operation state detection means. .

In claim 1 ,
The valve timing control device for an engine according to claim 1, wherein the operating state that is greatly affected by the deterioration of the combustion state is a low load state or a cold state.

A rotation phase variable mechanism that adjusts the rotation phase difference between the crankshaft and the camshaft according to the fluid pressure, a fluid pressure adjustment valve that adjusts the fluid pressure to the rotation phase variable mechanism, and the fluid pressure adjustment valve. In a valve timing control device for an engine, comprising: a hydraulic pressure control means that performs feedback control based on a deviation between a target rotational phase difference and an actual phase difference according to an operating state of the engine.
Hydraulic pressure state detecting means for detecting a hydraulic pressure state with respect to the rotational phase variable mechanism;
When it is determined that the hydraulic pressure with respect to the rotation phase variable mechanism is in a reduced state based on the signal from the hydraulic pressure state detection means, the feedback control for the hydraulic pressure adjustment valve is stopped, and the hydraulic pressure adjustment valve is Hydraulic pressure holding control means for controlling the communication between the rotation phase variable mechanism and the hydraulic pressure supply source to be interrupted;
With
The rotational phase variable mechanism is set so that the rotational phase difference is in a state where the amount of overlap between the intake valve and the exhaust valve is minimized when no hydraulic pressure acts on the rotational phase variable mechanism. ,
The hydraulic pressure holding control means determines that the rotational phase variable mechanism and the hydraulic pressure supply are based on the control of the hydraulic pressure control valve when it is determined that the reduced pressure state for the rotational phase variable mechanism continues for a predetermined time. The rotational phase variable mechanism is set so that the amount of overlap between the intake valve and the exhaust valve is minimized by relieving the hydraulic pressure by bringing the source into communication. ing,
An engine valve timing control device.