JP6156182B2 - 多気筒エンジンの制御装置 - Google Patents

Description

本発明は多気筒エンジンの制御装置に関する。

特許文献１には、搖動アーム式バルブ可変機構とピボット式ＨＬＡとスイングアームとを備えた動弁装置において、油温が設定温度を超えた時にエンジン回転数を上昇させることが記載されている。エンジン回転数の上昇によって油量及び油圧を増大させ、そのことにより、各気筒のＨＬＡの作動油のリークダウン量を減らし、気筒間のリフト特性のバラツキを抑えてエンジン振動を低減するという技術である。

また、エンジンの複数気筒の全部を作動させる全気筒運転と、全気筒の一部である特定気筒の作動を休止させる減気筒運転との切換えを行なう気筒数制御エンジンが知られている。高負荷時には全気筒運転する一方、低負荷運転時に一部の気筒を休止し、燃料消費を減らすというものである。

このような気筒数制御エンジンにおいては、例えば、上記ピボット式ＨＬＡを備えた動弁装置に、一部の気筒に吸排気弁を閉弁停止状態にする弁停止装置を設けた構成とされる。その弁停止装置は、例えば、ＨＬＡの下動を阻止するロック機構を有し、当該ロックを解除することにより、ＨＬＡがスイングアームで押されたときに下動して吸排気弁が開弁しないように構成される。

特開２０１０−０５９９４５号公報

ところで、上記弁停止装置を備える特定気筒（停止気筒）の吸排気カムのカムプロフィールは、ロック機構のクリアランス、そのばらつき及び摩耗を考慮してランプ高さを高めに設計し、他の気筒（非停止気筒）についても、特定気筒に合わせるためにランプ高さを高めに設計しなければならない。そのため、吸排気弁のオーバーラップが増加（内部ＥＧＲが増加）し、エンジンの全気筒運転のアイドル運転時にはエンジン燃焼が不安定になり、また、上記クリアランスのばらつきによって気筒間で当該バルブオーバーラップ量にばらつきが出るためのトルク変動を招き、エンジン振動を生ずる懸念がある。

この問題に対して、吸排気弁の開閉タイミングをずらしてバルブオーバーラップ量を減らすことが考えられるが、そのタイミングを大きくずらすと、燃費や出力の悪化を招く。

そこで、本発明は、ピボット式ＨＬＡにロック機構を有する弁停止装置を設けた多気筒エンジンにおいて、ランプ高さを低く設計することができるようにしてエンジンの燃焼安定性を確保するとともに、燃費の悪化を抑制することを課題とする。

本発明は、上記課題を解決するために、上記弁停止装置を備えたエンジンにおいて、全気筒運転の軽負荷運転時において、オイルの温度が高いときに、エンジン回転数を上昇させる一方、エンジンの目標トルクを低下させるようにした。

ここに提示する多気筒エンジンの制御装置は、複数の気筒を有し、その各気筒に、ピボット式ＨＬＡでスイングアームを支持し、カム軸のカムでスイングアームを作動させて吸気弁又は排気弁を開閉する動弁装置を備え、
上記複数の気筒のうちの特定気筒の吸気弁及び排気弁の少なくとも一方には、上記スイングアームによる当該弁の開閉がなされるように上記ＨＬＡの下動を阻止するロック機構を有し、当該ロックを解除して上記ＨＬＡの下動を許容し当該弁を閉弁停止状態にする弁停止装置を備え、
エンジンの上記ＨＬＡを含む油圧作動装置及び潤滑部にオイルを供給するオイルポンプを備え、
エンジンの軽負荷運転時に上記弁停止装置を作動させて上記特定気筒の作動を休止させる減気筒運転を行なう領域を備え、該減気筒運転時ではなく、上記特定気筒の上記ＨＬＡの下動を阻止した全気筒運転の軽負荷運転時において、上記オイルの温度が所定閾値を超えたときに、上記オイルの温度が所定閾値を超える前よりも、エンジン回転数を上昇させるとともに、エンジンの目標トルクを低下させる制御手段を備えていることを特徴とする。

ピボット式ＨＬＡにロック機構を有する弁停止装置を設けた場合、上述の如くロック機構のクリアランス、そのばらつき及び摩耗を考慮してランプ高さを設計することになる。これに対して、本発明によれば、全気筒運転の軽負荷運転時にオイル温度が所定閾値を超えたときにはエンジン回転数を上昇させるから、ＨＬＡのオイルリーク量が少なくなる。このオイルリーク量の減少によってＨＬＡの沈み込みが小さくなる分、上記ランプ高さを低くすることができ、軽負荷運転時の燃焼安定性の確保に有利になる。そうして、上記オイル温度が所定閾値を超えたときに、エンジン回転数を上昇させるとともに、エンジンの目標トルクを低下させるから、燃費の悪化を抑制することができる。

本発明の好ましい態様では、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を備え、
上記制御手段は、上記全気筒運転の軽負荷運転時において、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、上記オイルポンプの吐出量を増大させることにより、上記エンジンの駆動負荷を増大させることを特徴とする。

すなわち、エンジンの目標トルクの低下は燃費の点で有利になるものの、クランク軸の角速度変動量が大きくなってエンジンのトルク変動が大きくなることは避ける必要がある。そこで、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、上記オイルポンプの吐出量を増大させる。これにより、エンジンの駆動負荷が増大する。その結果、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、各気筒での燃焼安定性が向上する。

本発明の好ましい態様では、さらに、上記油圧作動装置及び潤滑部にオイルを供給する油圧経路の油圧を検出する油圧検出装置を備え、
上記オイルポンプはオイル吐出量を調整可能な可変容量型であり、
上記制御手段は、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上記油圧作動装置に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ことを特徴とする。

可変容量型オイルポンプの採用により、エンジンの運転状態に応じて変化する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燃費の向上を図ることができる。

本発明によれば、各気筒にピボット式ＨＬＡでスイングアームを支持する動弁装置を備え、特定気筒には上記ＨＬＡの下動を阻止するロック機構を有する弁停止装置を備え、該弁停止装置を作動させた減気筒運転の軽負荷運転時ではなく、全気筒運転の軽負荷運転時において、オイルの温度が所定閾値を超えたときに、エンジン回転数を上昇させるとともに、エンジンの目標トルクを低下させるようにしたから、全気筒運転の軽負荷運転時にオイル温度が所定閾値を超えたときのＨＬＡのオイルリーク量が少なくなり、それによってＨＬＡの沈み込みが小さくなる分、ランプ高さを低くすることができ、軽負荷運転時の燃焼安定性の確保に有利になる。しかも、オイル温度が所定閾値を超えたときに、エンジン回転数を上昇させるとともに、エンジンの目標トルクを低下させるから、燃費の悪化を抑制することができる。

本発明の実施形態に係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）を模式的に示すグラフである。 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。 オイルポンプの流量（吐出量）制御の流れ示す図である。 エンジンの気筒数制御の流れを示す図である。 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。 吸排気弁のカムプロフィールのランプ高さを説明する図である。 吸排気弁のバルブオーバーラップを説明する図である。 スイングアームのレバー比についての説明図である。 ＨＬＡの沈み込みの増大変化量ΔＨと吸排気弁のリフト減少変化量ΔＬの関係を示す説明図である。 弁停止装置を備えないケースにおけるランプ高さの設定についての説明図である。 弁停止装置を備えるケースにおけるランプ高さの設定についての説明図である。 弁停止装置の有無によるバルブオーバーラップ量の違いを示す図である。 油温とエンジン回転数とシンクダウン量の関係を示すグラフ図である。 油温が１４０℃であるときのアイドル回転数５５０ｒｐｍ及び８５０ｒｐｍ各々の設計上のカムプロフィールを示す図である。 アイドル運転制御の流れ図である。

以下、本発明を実施するための形態を図面に基づいて説明する。以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎず、本発明、その適用物或いはその用途を制限することを意図するものではない。

図１に示す多気筒エンジン２（以下、単に「エンジン２」という。）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では、カムカバー３、シリンダヘッド４、シリンダブロック５及びオイルパン６（図４参照）が上下に連結されている。シリンダブロック５の気筒（シリンダボア）７に設けられたピストン８とクランク軸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の気筒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が形成されている。

シリンダヘッド４には、吸気ポート１２及び排気ポート１３を開閉する吸気弁１４及び排気弁１５が設けられている。吸気弁１４及び排気弁１５は、リターンスプリング１６，１７により閉方向（図１上方）に付勢されている。吸気弁１４及び排気弁１５の動弁装置は、ピボット式ＨＬＡ（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（Hydraulic Lash Adjuster））２４でスイングアーム２０，２１を支持し、カム軸１８，１９のカム１８ａ，１９ａでスイングアーム２０，２１を作動させる方式である。つまり、スイングアーム２０，２１の略中央部の回転自在なカムフォロア２０ａ，２１ａがカム１８ａ，１９ａによって下方に押され、スイングアーム２０，２１がその一端を支持するＨＬＡ２４のピボット２３を支点にして揺動し、スイングアーム２０，２１の他端がリターンスプリング１６，１７の付勢力に抗して吸気弁１４及び排気弁１５を下方に押して開弁させる。

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（特定気筒）においては、ＨＬＡ２４の下動を阻止するロック機構を有する油圧作動式の弁停止装置２５が設けられている。この弁停止装置２５は、エンジンの減気筒運転時にＨＬＡ２４のロックを解除してその下動を許容することにより、吸排気弁１４，１５を閉弁停止状態にする。これにより、当該第１及び第４気筒の作動（燃焼運転）が休止する。気筒列方向中央寄りの第２及び第３気筒は、弁停止装置を備えず、減気筒運転時においても作動する。エンジン２は、その運転状態に応じて、全気筒を作動させる全気筒運転と、第１及び第４気筒を休止させ第２及び第３気筒を作動させる減気筒運転とに切り替えられる。

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、弁停止装置２５の下端部を挿入して装着するための装着穴２６，２７が設けられている。装着穴２６，２７にはそれぞれ２つの油路６１，６３及び６２，６４が連通している。油路６１，６２は弁停止装置２５に油圧（作動圧）を供給し、油路６３，６４はＨＬＡ２４に油圧を供給する。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、ＨＬＡ２４の下端部を挿入して装着するための装着穴が設けられている。この装着穴には油路６３，６４のみが連通している。

シリンダブロック５には、気筒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（オイル噴射弁）２８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、ピストン８の頂部の裏面に向けてオイルを噴射する。

各カム軸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が設けられている。オイルシャワー２９，３０からカム軸１８，１９のカム１８ａ，１９ａや、スイングアーム２０，２１とカムフォロア２０ａ、２１ａとの接触部に潤滑用のオイルが滴下される。

次に、図２を参照しながら、油圧作動装置の一つである弁停止装置２５について説明する。弁停止装置２５は、ＨＬＡ２４を軸方向に摺動自在に収納する有底の外筒２５１と、ＨＬＡ２４の下側に設けられた一対の相対するロックピン２５２と、両ロックピン２５２の間に設けられたロックスプリング２５３と、外筒２５１の底とＨＬＡ２４の間に設けられたロストモーションスプリング２５４とを備えている。

外筒２５１には該外筒２５１の直径方向に相対する２つの貫通孔２５１ａが形成されている。一対のロックピン２５２は、外筒２５１の内側から２つの貫通孔２５１ａに出入り可能に設けられている。図２（ａ）に示すように、一対のロックピン２５２が貫通孔２５１ａに嵌合した状態が、該ロックピン２５２でＨＬＡ２４の下動を阻止したロック状態である。図２（ｂ），（ｃ）に示すように、一対のロックピン２５２が貫通孔２５１ａから外筒２５１の内側に抜けた状態が、ロックピン２５２と共にＨＬＡ２４の下動を許容するロック解除状態である。外筒２５１の貫通孔２５１ａとロックピン２５２によってロック機構が構成されている。

一対のロックピン２５２は、ロックスプリング２５３によって貫通孔２５１ａに嵌合する方向（ロック方向）に付勢されている。一対のロックピン２５２は、油路６１，６２からロックスプリングの付勢力に抗する油圧を受けると、図２（ｂ）に示すように、貫通孔２５１ａから外筒２５１の内側へ抜ける（ロック解除）。ロストモーションスプリング２５４は、一対のロックピン２５２をＨＬＡ２４と共に上動方向に付勢している。ロック解除状態において、ＨＬＡ２４がスイングアーム２０，２１によって押されると、図２（ｃ）に示すように、ロストモーションスプリング２５４が圧縮されて、ＨＬＡ２４がロックピン２５２と共に外筒２５１内を下動する（弁停止状態）。

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。そのため、上記ロック解除状態でカム１８ａ，１９ａがスイングアーム２０，２１を下方に押したときは、吸排気弁１４，１５の頂部がスイングアーム２０，２１の揺動の支点となって、ＨＬＡ２４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、吸排気弁１４，１５は開弁しない。

次に、図３を参照しながら、エンジン２の全気筒の吸排気弁１４，１５の少なくとも一方（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油圧作動装置としての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は、略円環状のハウジング３２１，３３１と、ハウジング３２１，３３１の内部に収容されたロータ３２２，３３２とを有する。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ている。ロータ３２２，３３２は、吸排気弁１４，１５を開閉させるカム軸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、その油圧によりカム軸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、油圧によりカム軸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いる。同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閾値以下の軽負荷時には、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、上記軽負荷時にも、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に基いてエンジン２にオイルを供給するオイル供給装置１について説明する。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のオイルポンプ３６と、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油圧経路５０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等がある。

油圧経路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。油圧経路５０は、オイルポンプ３６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。

オイルポンプ３６は、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片側開口部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、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、該駆動軸３６２に結合されたロータ３６３及び該ロータ３６３に形成された放射状に延びる複数のスリット各々に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、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を付勢するスプリング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、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の内周面とカムリング３６６の外周面により圧力室３６９が形成されており、圧力室３６９に導入孔３６９ａが開口している。導入孔３６９ａから圧力室３６９にオイルが導入されることで、カムリング３６６が支点３６１ｃを中心に揺動し、その結果、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。

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が配置されている。オイルパン６内のオイルは、オイルストレーナ３９を通してオイルポンプ３６によってくみ上げられ、オイルフィルタ３７で濾過されオイルクーラ３８で冷却されて、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１０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とに接続されている。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。分岐点５３ａから分岐する油路６４は、排気側のカム軸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、弁停止装置２５（図４の白抜き楕円を参照）とに接続されている。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に接続されている。油路６４及び油路６６にはオイルが常時供給される。

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。分岐点５３ｄから分岐する油路６３は、吸気側のカム軸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、弁停止装置２５（図４の白抜き楕円を参照）とに接続されている。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。

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との間に位置し油圧経路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５０の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、弁停止装置２５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装置２５にそれぞれ接続されている。第２方向切替弁４６，４７を制御することで各弁停止装置２５にオイルが供給される。

クランク軸９及びカム軸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、カム軸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内に戻る。

上記エンジン２の作動はコントローラ（制御手段）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（油圧センサ７０、クランク角センサ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）からの検出情報が入力される。クランク角センサ７１によりクランク軸９の回転角度が検出され、この検出信号に基づいてエンジン回転数が検出される。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）が検出され、これに基づいてエンジン負荷が検出される。油温センサ７３及び油圧センサ７０により油圧経路におけるオイルの温度及び圧力が検出される。油温センサ７３は、油圧経路５０の第３連通路５３に配設されている。カム軸１８，１９の近傍に設けられたカム角センサ７４により、カム軸１８，１９の回転位相が検出され、このカム角に基づいてＶＶＴ３２，３３の作動角が検出される。また、水温センサ７５によってエンジン２の冷却水の温度（以下、水温という）が検出される。

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、上記各種センサ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なう演算部と、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。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）はエンジン回転数に比例する。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、エンジン回転数に対するオイルポンプ３６の流量の傾きが小さくなる。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、エンジン回転数、エンジン負荷及びエンジン水温から把握されるエンジン２の運転状態が、図示の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。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、油圧を弁停止装置２５の要求油圧に向けて予め昇圧させておく。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、エンジン回転数が上昇する場合、エンジン回転数が所定回転速度Ｖ１未満では、全気筒運転を行ない、エンジン回転数がＶ１以上かつＶ２（＞Ｖ１）未満になると、減気筒運転の準備に入り、エンジン回転数がＶ２以上になると、減気筒運転を行なう。また、例えば、所定のエンジン負荷（Ｌ０以下）で減速して、エンジン回転数が下降する場合、エンジン回転数がＶ４以上では、全気筒運転を行ない、エンジン回転数がＶ３（＜Ｖ４）以上かつＶ４未満になると、減気筒運転の準備を行ない、エンジン回転数がＶ３以下になると、減気筒運転を行なう。

図６（ｂ）を参照すると、所定のエンジン回転数（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ない、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ない、水温がＴ１以上になると減気筒運転を行なう。

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装置２５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、減気筒運転を行なう時間が短くなるため、この減気筒運転を行な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数（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、全気筒運転を行ない、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、減気筒運転を行な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、弁停止装置２５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装置２５、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装置２５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、エンジン回転数が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、エンジン回転数が大きくなるにつれて大きくなる。弁停止装置２５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数（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数ごとに大小を比較すると、エンジン回転数がＶ０よりも低いときにはメタル要求油圧しかなく、エンジン回転数がＶ０〜Ｖ２では、ＶＶＴ要求油圧が最も高く、エンジン回転数がＶ２〜Ｖ３では、弁停止要求油圧が最も高く、エンジン回転数がＶ３〜Ｖ６では、ＶＶＴ要求油圧が最も高く、エンジン回転数がＶ６以上では、メタル要求油圧が最も高い。したがって、エンジン回転数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、減気筒運転を行なうエンジン回転数（Ｖ２〜Ｖ３）の前後のエンジン回転数（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、エンジン回転数が減気筒運転を行なうエンジン回転数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なった後の基準目標油圧について、エンジン回転数に対して要求油圧が急激に変化するエンジン回転数（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数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。この補正を行な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、エンジン回転数がＶ０′以上で略一定であり、メタル要求油圧は、エンジン回転数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、エンジン回転数が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数に応じて高くなり、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、エンジン回転数に対して要求油圧が急激に変化するエンジン回転数（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）を行な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装置２５、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、エンジン回転数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、エンジン回転数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（エンジン回転数、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（エンジン回転数、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数（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（エンジン回転数、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、エンジン回転数、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、エンジン回転数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、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、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、エンジン回転数及び油温を検出し、次のステップＳ１０で、エンジン負荷、エンジン回転数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、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、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、エンジン回転数、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、エンジン回転数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。この判定が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）を行なう。

一方、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。

ステップＳ１６の判定がＮＯであるときには、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。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）を行なう。

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、弁停止装置２５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装置２５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。

逆止弁４８は、第３連通路５３における油圧が、弁停止装置２５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。

弁停止装置２５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、弁停止装置２５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逆止弁４８によって阻止されるため、逆止弁４８の下流側にある弁停止装置２５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装置２５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閾値以下の軽負荷時には、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、上記軽負荷時（本実施形態では、エンジン回転数が所定回転速度Ｖ１未満であるときの上記軽負荷時）には、全気筒運転とされる。尚、エンジン回転数に関係なく、上記軽負荷時であれば、全気筒運転とするようにしてもよい。

上記軽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、上記軽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、上記軽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。

＜ランプ高さ設計の考え方＞
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装置２５が設けられている。この弁停止装置２５においては、ロック機構の作動を円滑にするために、外筒２５１の貫通孔２５１ａの内周面とロックピン２５２の外周面の間に所定のクリアランスが必要になる。このロック機構のクリアランスは、製造誤差によってばらつき、また、外筒２５１の貫通孔２５１ａの内周面とロックピン２５２の外周面はロックピン２５２の作動に伴って摩耗していく。

従って、吸排気弁１４，１５に係るカムプロフィールのランプ高さについては、上記クリアランスのばらつき及び摩耗を考慮して設計する必要がある。このランプ高さの設計の考え方について以下説明する。

（一般論）
図１３（ａ）に示すカムプロフィールにおいて、開弁側必要ランプ高さＨｏは、想定最高油温（例えば１４５℃）での開弁時のリフトロスによって決まる。このリフトロスは、図２に示すＨＬＡ２４のプランジャ２４ａがカムで押され、チェックバルブ２４ｂの下側の高圧室のオイルが実質的に剛体となるまで弾性的に圧縮されることで生ずる。閉弁側必要ランプ高さＨｃは、アイドル運転時における想定最高油温（例えば１４５℃）での開弁期間中のプランジャ２４ａのシンクダウン（沈み込み）量と上記リフトロスを合わせた高さである。シンクダウンは、高圧室のオイルがプランジャ２４ａを介して加圧され、プランジャ２４ａとＨＬＡボディとの摺動面から漏出することによって生ずる。

図１３（ｂ）に示すように、通常油温（例えば９０℃）のときは開弁時のリフトロス及び開弁期間中のシンクダウンが最高油温時よりも小さくなる。その結果、開弁側の残ランプ高さはＨorとなり、閉弁側の残ランプ高さはＨcrとなる。従って、通常油温時の実バルブリフト特性は図１４（ａ）に示すようになり、吸排気弁１４，１５の開弁オーバラップは図１４（ｂ）に示すようになる。

（スイングアームのレバー比とリフトロス及びシンクダウン）
図１５に示すように、スイングアーム２０，２１のレバー比は一般に１．５〜１．７にされている。仮にレバー比が１．６であれば、吸排気弁１４，１５のリフト量が１０ｍｍであるときは、カム１８ａ，１９ａによるカムフォロア２０ａ，２１ａの下動量は（１０／１．６）ｍｍとなる。そして、弁停止のためには、弁停止装置２５によるＨＬＡ２４のロストモーション量を（１０／０．６）ｍｍ以上にする必要がある。ロストモーション量が大きいと弁停止装置２５の全高が高くなりそれだけエンジン２が大きくなるから、ロストモーションを小さくするために、上記レバー比は大きくすること、例えば２．２にすることが好ましい。

そこで、レバー比を大きくしたときのＨＬＡ２４に加わる荷重Ｌを計算する。吸排気弁１４，１５のリターンスプリング荷重をＦvsとすると、レバー比が１．６のときは、「荷重Ｌ＝（１．６−１）×Ｆvs＝０．６Ｆvs」となる。ロストモーションを小さくするべく、例えば、レバー比を２．２にすると、リターンスプリング荷重Ｆvsが同じであれば、「荷重Ｌ＝（２．２−１）×Ｆvs＝１．２Ｆvs」となる。すなわち、ＨＬＡ２４に加わる荷重Ｌは、レバー比が２．２になると、レバー比が１．６のときの２倍になる。従って、ＨＬＡ２４の沈み込み量（リフトロス量及びシンクダウン量）が上記荷重Ｌに比例するとすれば、その沈み込みの増大変化量ΔＨは、レバー比が２．２になると、レバー比が１．６のときの２倍になる。

図１６はＨＬＡ２４の沈み込みの増大変化量ΔＨと吸排気弁１４，１５のリフト減少変化量ΔＬの関係を示す説明図である。この関係は、レバー比が１．６のとき「ΔＬ＝（１．６−１）×ΔＨ＝０．６ΔＨ」、レバー比が２．２のとき「ΔＬ＝（２．２−１）×ΔＨ＝１．２ΔＨ」となる。つまり、ＨＬＡ２４の沈み込み量の増大に対してリフト量は２倍の感度で減少変化する。

以上のとおり、ロストモーションを小さくするべく、レバー比を１．６から２．２にすると、ＨＬＡ２４の沈み込み量が２倍になり、この沈み込みに対するリフト量の変化の感度が２倍であるから、結局、吸排気弁１４，１５のリフト減少変化量ΔＬが４倍になる。

（ロック機構のクリアランス等の考慮）
図１７は弁停止装置がないときのランプ高さ設定の説明図である。この場合、開弁側必要ランプ高さＨｏはＨＬＡ２４のリフトロス量に基いて設定し、閉弁側必要ランプ高さＨｃはＨＬＡ２４のリフトロス量とシンクダウン量の合算値となる。

図１８は弁停止装置付きＨＬＡ（実施形態の第１及び第４気筒）でのランプ高さ設定の説明図である。この場合、開弁側必要ランプ高さＨｏは、ロック機構の設計上のクリアランス、製作誤差によるクリアランスのばらつき量（プラス側）及びロック機構の想定摩耗量を、ＨＬＡ２４のリフトロス量に加えて設定することになる。閉弁側必要ランプ高さＨｃに関しても、同じくロック機構の設計上のクリアランス、製作誤差によるクリアランスのばらつき量（プラス側）及びロック機構の想定摩耗量を、ＨＬＡ２４のリフトロス量とシンクダウン量の合算値に加えて設定することになる。

ここに、開弁側必要ランプ高さＨｏ及び閉弁側必要ランプ高さＨｃ各々におけるロック機構の設計上のクリアランス分は、ＨＬＡ２４が必ず沈む高さであるから、吸排気弁１４，１５のリフトには現れない。

弁停止装置無しＨＬＡ（第２及び第３気筒）の方でも、弁停止装置付きＨＬＡ（第１及び第４気筒）にランプ高さを合わせる必要がある。そのために必要となる追加のランプ高さは、製作誤差によるクリアランスのばらつき量（プラス側）とロック機構の想定摩耗量の合算分である。

（まとめ）
結局、ピボット式ＨＬＡ２４にロック機構を有する弁停止装置２５を設けた場合、上述のレバー比の増大に伴う吸排気弁１４，１５のリフト減少変化量ΔＬの増大と、ロック機構のクリアランスのばらつき及び想定摩耗量とを考慮してカムプロフィールを設計する必要があり、ランプ高さが大幅に増大する。

図１９は弁停止装置２５の有無による吸排気弁１４，１５のバルブオーバーラップ量の違いを模式的に示す。弁停止装置有りでは、ランプ高さの増大に伴って吸排気弁１４，１５の開弁期間も増大し、その結果、弁停止装置無しに比べてバルブオーバーラップ量が大きくなる。これは、エンジンのアイドル運転において、内部ＥＧＲの増大を招き、燃焼安定性が悪化することを意味する。

＜ランプ高さ増大の対策（アイドル運転制御）＞
コントローラ１００は、第１及び第４気筒の弁停止装置２５がＨＬＡ２４の下動を阻止した全気筒運転の軽負荷運転時（アイドル運転時）において、油温（オイルの温度）が所定閾値以下であるときはアイドル回転数を例えば５００〜６００ｒｐｍ範囲内の所定値に設定する。そうして、油温が所定閾値を超えたときに、該油温が所定閾値を超える前よりも、その油温に応じてアイドル回転数を上昇させるとともに、アイドル回転数に応じてエンジンの目標トルク（目標図示トルク）を低下させる。

図２０に油温とエンジン回転数とシンクダウン量の関係を示す。油温が高くなるに従って、オイルの粘性が低下してＨＬＡ２４のオイルリーク量が増大することにより、シンクダウン量が増大する。一方、エンジン回転数が上昇するに従って、ＨＬＡ２４のプランジャ２４ａがカムで押されて高圧室のオイルが高圧になっている時間が短くなるから、オイルリーク量が少なくなり、シンクダウン量が減少する。

そこで、例えば、油温の閾値を１００〜１２０℃範囲内の所定値に設定し、油温が当該所定閾値を超えたときは、その油温に応じてアイドル回転数を上昇させてオイルリーク量を減らし、シンクダウン量の増大を防止するものである。例えば、アイドル回転数の上記所定値を５５０ｒｐｍとし、油温の上記所定閾値を１１０℃とし、油温が１１０℃を超えたときは、シンクダウン量がアイドル回転数５５０ｒｐｍ且つ油温１１０℃でのシンクダウン量より大きくならないように、油温が高くなるほどアイドル回転数の上昇度合を大きくする。

図２１は油温が１４０℃であるときのアイドル回転数を５５０ｒｐｍ及び８５０ｒｐｍとしたときの各々のカムプロフィールを示す（破線が５５０ｒｐｍ，実線が８５０ｒｐｍ）。アイドル回転数の上昇に伴ってリフトロス量及びシンクダウン量が減少することにより、開弁側必要ランプ高さをΔＨｏだけ低くすることができ、閉弁側必要ランプ高さをΔＨｃだけ低くすることができる。

また、コントローラ１００は、全気筒運転の軽負荷運転時において、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）が所定閾値（角速度変動によるエンジン振動によって車両乗員が不快に感じる値）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により駆動される補機の駆動負荷を、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駆動負荷に対して所定量だけ増大させる。

本実施形態では、エンジン運転状態（エンジン負荷、エンジン回転数及びエンジン水温）に基いて全気筒運転か否かが判定され、アクセル開度に基いてアイドル運転（アクセル開度が略全閉）か否かが判定される。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。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、上記補機の駆動負荷の増大量（つまり上記所定量）は、上記角速度変動量を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する。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。

上記補機駆動負荷の増大制御において、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、上記全気筒運転のアイドル運転時において、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、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。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、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、補機の駆動負荷を現時点の該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。

以下、コントローラ１００によるアイドル運転制御の流れを図２２のフローチャートに基づいて説明する。

ステップＳ５０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）、エンジン回転数、クランク軸９の角速度変動量、水温、油温等を検出する。次のステップＳ５１で、エンジン２が全気筒運転且つアイドル運転の状態であるか否かを判定する。全気筒・アイドル運転であるときは、ステップＳ５２に進み、油温が所定閾値を超えているか否かを判定する。

油温が所定閾値以下であるときはステップＳ５３に進み、アイドル回転数を所定値に設定する。油温が所定閾値を超えているときはステップＳ５４に進み、油温に応じてアイドル回転数を所定値よりも増大させる。そして、ステップＳ５３，Ｓ５４に続くステップＳ５５では、アイドル回転数に応じてエンジンの目標トルク（目標図示トルク）を算出する。つまり、油温に応じてアイドル回転数を所定値よりも増大させたときは、その増大量に応じてエンジンの目標トルクを低下させる。

次のステップＳ５６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料噴射弁による燃料噴射量制御を行ない、次のステップＳ５７で、点火プラグによる点火時期制御を行なう。

次のステップＳ５８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Ｓ５８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Ｓ５８の判定がＮＯであるときには、ステップＳ５９に進む。

ステップＳ５９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Ｓ６０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Ｓ６１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Ｓ６１の判定がＹＥＳであるときには、ステップＳ６２に進む一方、ステップＳ６１の判定がＮＯであるときには、ステップＳ６４に進む。

上記ステップＳ６２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Ｓ６３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Ｓ６３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、リターンする。ステップＳ６３の判定がＮＯであるときには、ステップＳ６４に進む。

上記ステップＳ６２の判定がＮＯであるとき、又は、ステップＳ６３の判定がＮＯであるときに進むステップＳ６４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Ｓ６１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Ｓ６３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Ｓ６５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Ｓ６５の判定がＹＥＳであるときには、リターンする。ステップＳ６５の判定がＮＯであるときには、上記ステップＳ６４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閾値よりも大きくなったときに終了する。

上述の如く、ピボット式ＨＬＡ２４にロック機構を有する弁停止装置２５を設けた場合、レバー比の増大に伴う吸排気弁１４，１５のリフト減少変化量ΔＬの増大と、ロック機構のクリアランスのばらつき及び想定摩耗量とを考慮してカムプロフィールを設計する必要があり、ランプ高さが大幅に増大する。

これに対して、上記アイドル運転制御によれば、全気筒運転のアイドル運転時に油温が所定閾値を超えたときにアイドル回転数を上昇させるから、ＨＬＡ２４のオイルリーク量が少なくなる。このオイルリーク量の減少によってＨＬＡ２４の沈み込みが小さくなる分、上記ランプ高さを低く設計することができる。よって、アイドル運転時のバルブオーバーラップ量の増大を抑え、燃焼安定性を確保することが容易になる。そうして、上記油温が所定閾値を超えたときに、アイドル回転数を上昇させるとともに、エンジンの目標トルクを低下させるから、燃費の悪化を抑制することができる。

また、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、角速度変動量が所定閾値以下になるように、補機（オルタネータ，オイルポンプ）の駆動負荷を現時点の該駆動負荷に対して増大させるから、弁停止装置２５を設けることによりアイドル運転時のバルブオーバーラップ量が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アイドル運転時において、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。

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、上記補機駆動負荷増大制御において、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るようにしたが、常にオイルポンプ３６の駆動負荷のみを増大させるようにしてもよい。或いは、オイルポンプ３６及びオルタネータ８１以外の補機の駆動負荷を単独で、又はこれらと併せて増大させるようにしてもよい。

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。

２ 多気筒エンジン
１４ 吸気弁
１５ 排気弁
１８ カム軸
１９ カム軸
１８ａ カム
１９ａ カム
２０ スイングアーム
２１ スイングアーム
２４ ピボット式ＨＬＡ
２５ 弁停止装置（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）
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（補機）
１００ コントローラ（制御手段）
２５２ ロックピン（ロック機構）

Claims (3)

1. 複数の気筒を有し、その各気筒に、ピボット式ＨＬＡでスイングアームを支持し、カム軸のカムでスイングアームを作動させて吸気弁又は排気弁を開閉する動弁装置を備え、
   上記複数の気筒のうちの特定気筒の吸気弁及び排気弁の少なくとも一方には、上記スイングアームによる当該弁の開閉がなされるように上記ＨＬＡの下動を阻止するロック機構を有し、当該ロックを解除して上記ＨＬＡの下動を許容し当該弁を閉弁停止状態にする弁停止装置を備え、
   エンジンの上記ＨＬＡを含む油圧作動装置及び潤滑部にオイルを供給するオイルポンプを備えた多気筒エンジンの制御装置であって、
   エンジンの軽負荷運転時に上記弁停止装置を作動させて上記特定気筒の作動を休止させる減気筒運転を行なう領域を備え、該減気筒運転時ではなく、上記特定気筒の上記ＨＬＡの下動を阻止した全気筒運転の軽負荷運転時において、上記オイルの温度が所定閾値を超えたときに、上記オイルの温度が所定閾値を超える前よりも、エンジン回転数を上昇させるとともに、エンジンの目標トルクを低下させる制御手段を備えてい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において、
   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を備え、
   上記制御手段は、上記全気筒運転の軽負荷運転時において、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、上記オイルポンプの吐出量を増大させることにより、上記エンジンの駆動負荷を増大させ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又は請求項２において、
   上記油圧作動装置及び潤滑部にオイルを供給する油圧経路の油圧を検出する油圧検出装置を備え、
   上記オイルポンプはオイル吐出量を調整可能な可変容量型であり、
   上記制御手段は、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上記油圧作動装置に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ことを特徴とする多気筒エンジンの制御装置。

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