JP6160539B2 - Engine control device - Google Patents
Engine control device Download PDFInfo
- Publication number
- JP6160539B2 JP6160539B2 JP2014072521A JP2014072521A JP6160539B2 JP 6160539 B2 JP6160539 B2 JP 6160539B2 JP 2014072521 A JP2014072521 A JP 2014072521A JP 2014072521 A JP2014072521 A JP 2014072521A JP 6160539 B2 JP6160539 B2 JP 6160539B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- engine
- oil
- valve
- hydraulic
- hydraulic pressure
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
Images
Classifications
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Description
本発明は、油圧の供給によりカム軸のクランク軸に対する位相角を変化させるための進角作動室及び遅角作動室を有する油圧作動式の可変バルブタイミング機構と、エンジンにおける全気筒の一部の作動を油圧の供給により休止させることにより、エンジンの減気筒運転を実行する油圧作動式の弁停止機構とを備えたエンジンの制御装置に関するものである。 The present invention provides a hydraulically operated variable valve timing mechanism having an advance working chamber and a retard working chamber for changing a phase angle of a camshaft with respect to a crankshaft by supplying hydraulic pressure, and a part of all cylinders in an engine. The present invention relates to an engine control device including a hydraulically operated valve stop mechanism that executes a reduced cylinder operation of an engine by stopping operation by supplying hydraulic pressure.
特許文献1では、エンジンの制御装置において、エンジンのクランク軸と連動して回転するハウジングとカム軸と一体回転するベーン体とにより区画され、油圧の供給によりカム軸のクランク軸に対する位相角を変化させるための進角作動室及び遅角作動室を有する油圧作動式の可変バルブタイミング機構と、第1及び第2排気ポートと、第1排気ポートからの排気をターボチャージャのタービン上流側に導くターボ側排気通路と、第2排気ポートからの排気をタービン下流側に導くバイパス側排気通路と、各排気ポートに設けられたターボ側及びパイパス側排気バルブの状態を開閉状態と閉状態とに切り替える油圧作動式の弁停止機構とが設けられている。これらの可変バルブタイミング機構及び弁停止機構は、油圧供給系を共用している。また、弁停止機構は、各排気バルブの状態を切り替えることにより、触媒を早期に昇温させるとともに、過給圧を昇圧する。そして、可変バルブタイミング機構へのバルブタイミングの変更要求と弁停止機構への排気バルブの状態の切り替え要求とが同時にあったときには、可変バルブタイミング機構の作動を制限する。これにより、可変バルブタイミング機構及び弁停止機構が同時に作動することによる弁停止機構の切り替え不良を抑制できる。
In
ところで、上述の如く構成された油圧作動式の可変バルブタイミング機構と、エンジンにおける全気筒の一部の作動を油圧の供給により休止させることにより、エンジンの減気筒運転を実行する油圧作動式の弁停止機構とを備えたエンジンにおいて、減気筒運転時に、可変バルブタイミング機構が作動すると、エンジンにおけるオイル消費量が増大して、油圧の低下が発生する。この低下量は、可変バルブタイミング機構の作動速度に比例する。そのため、可変バルブタイミング機構の作動速度が速いと、油圧が弁停止機構の要求油圧よりも小さくなって減気筒運転を維持できないという課題がある。 By the way, the hydraulically operated variable valve timing mechanism configured as described above, and the hydraulically operated valve for executing the reduced cylinder operation of the engine by stopping the operation of all the cylinders in the engine by supplying hydraulic pressure. In an engine equipped with a stop mechanism, when the variable valve timing mechanism is activated during a reduced cylinder operation, the amount of oil consumed in the engine increases and a decrease in hydraulic pressure occurs. This amount of decrease is proportional to the operating speed of the variable valve timing mechanism. For this reason, if the operating speed of the variable valve timing mechanism is high, there is a problem that the reduced hydraulic pressure cannot be maintained because the hydraulic pressure is smaller than the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism.
本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その課題とするところは、エンジンの減気筒運転時において、可変バルブタイミング機構の作動時に、減気筒運転を維持することにある。 The present invention has been made in view of such a point, and the object of the present invention is to maintain the reduced cylinder operation when the variable valve timing mechanism is operated during the reduced cylinder operation of the engine.
上記の課題を解決するため、本発明は、エンジンの減気筒運転時において、可変バルブタイミング機構の作動時に、その作動速度を制限することを特徴とする。 In order to solve the above-described problems, the present invention is characterized in that the operating speed is limited when the variable valve timing mechanism is operated during the reduced cylinder operation of the engine.
具体的には、本発明は、複数気筒のうち一部気筒の作動を休止させる減気筒運転が実行可能なエンジンと、該エンジンのクランク軸と連動して回転するハウジングとカム軸と一体回転するベーン体とにより区画され、油圧の供給により上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角を変化させるための進角作動室及び遅角作動室を有する油圧作動式の可変バルブタイミング機構と、上記エンジンの減気筒運転時に上記一部気筒の弁の開閉動作を油圧の供給により停止させる油圧作動式の弁停止機構と、上記エンジンにおける上記可変バルブタイミング機構及び弁停止機構を含む油圧作動装置へ油圧経路を介してオイルを供給するオイルポンプとを備えた、エンジンの制御装置を対象とし、次のような解決手段を講じた。 Specifically, according to the present invention, an engine capable of executing a reduced-cylinder operation that stops the operation of some of the cylinders, a housing that rotates in conjunction with the crankshaft of the engine, and a camshaft rotate integrally. A hydraulically actuated variable valve timing mechanism having an advance working chamber and a retard working chamber that are partitioned by a vane body and change a phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft by supplying hydraulic pressure ; hydraulic actuators including a hydraulic-actuated valve stop mechanism opening and closing operation of the valve of the upper Symbol part cylinder Ru was locked stop the supply of hydraulic pressure during the reduced-cylinder operation, the variable valve timing mechanism and the valve stop mechanism in the engine The following solution was taken for an engine control device equipped with an oil pump that supplies oil via a hydraulic path to the engine.
すなわち、第1の発明は、上記エンジンの減気筒運転時において、上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角を変化させるための上記可変バルブタイミング機構の作動時に、上記オイルポンプからの供給油圧が、上記弁の開閉動作の停止が維持可能な上記弁停止機構の要求油圧以上になるように、上記可変バルブタイミング機構の作動速度を制限する速度制御装置を備えていることを特徴とするものである。 That is, the first invention, during the reduced-cylinder operation of the engine, during operation of the variable valve timing mechanism for changing the phase angle relative to the crank shaft of the cam shaft, the hydraulic pressure supplied from the oil pump, A speed control device for limiting the operating speed of the variable valve timing mechanism is provided so as to be equal to or higher than the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism capable of maintaining the stop of the valve opening / closing operation. .
これによれば、速度制御装置が、エンジンの減気筒運転時において、カム軸のクランク軸に対する位相角を変化させるための可変バルブタイミング機構の作動時に、オイルポンプからの供給油圧が、弁の開閉動作の停止が維持可能な弁停止機構の要求油圧以上になるように、可変バルブタイミング機構の作動速度を制限するので、オイルポンプからの供給油圧が弁停止機構の要求油圧よりも小さくならない。このため、減気筒運転時において、可変バルブタイミング機構の作動時に、減気筒運転を維持することができる。 According to this, during operation of the variable valve timing mechanism for changing the phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft during the reduced cylinder operation of the engine, the hydraulic pressure supplied from the oil pump is used to open and close the valve. Since the operating speed of the variable valve timing mechanism is limited so that the operation stop is equal to or higher than the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism, the hydraulic pressure supplied from the oil pump does not become smaller than the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism. For this reason, during the reduced cylinder operation, the reduced cylinder operation can be maintained when the variable valve timing mechanism is operated.
第2の発明は、上記第1の発明において、上記オイルポンプは、可変オイルポンプであり、上記オイルポンプからの供給油圧としての上記油圧経路の油圧を検出する油圧センサと、上記油圧センサによる検出油圧が、上記エンジンの運転状態に応じて予め設定された目標油圧になるように、上記可変オイルポンプのオイル吐出量を制御するポンプ制御装置と、上記進角作動室及び遅角作動室への供給油圧を制御する油圧制御弁とを更に備え、上記ポンプ制御装置は、上記エンジンの減気筒運転時に、上記油圧センサによる検出油圧が上記弁停止機構の要求油圧以上の目標油圧になるように、上記可変オイルポンプのオイル吐出量を制御するように構成され、上記速度制御装置は、上記エンジンの減気筒運転時において、上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角を変化させるための上記可変バルブタイミング機構の作動時に、上記油圧センサによる検出油圧を上記弁停止機構の要求油圧以上にすべく、上記進角作動室及び遅角作動室への供給油圧速度が遅くなるように上記油圧制御弁を制御して、上記可変バルブタイミング機構の作動速度を制限するように構成されていることを特徴とするものである。 In a second aspect based on the first aspect, the oil pump is a variable oil pump, and detects a hydraulic pressure of the hydraulic path as a hydraulic pressure supplied from the oil pump, and detection by the hydraulic sensor. A pump control device for controlling the oil discharge amount of the variable oil pump so that the hydraulic pressure becomes a preset target hydraulic pressure according to the operating state of the engine, and the advance angle working chamber and the retard angle working chamber. A hydraulic control valve for controlling the supply hydraulic pressure, and the pump control device is configured so that the detected hydraulic pressure by the hydraulic sensor becomes a target hydraulic pressure that is equal to or higher than a required hydraulic pressure of the valve stop mechanism during the reduced cylinder operation of the engine. The speed control device is configured to control an oil discharge amount of the variable oil pump, and the speed control device is configured to control the clutch of the camshaft during a reduced cylinder operation of the engine. When the variable valve timing mechanism for changing the phase angle with respect to the center axis is operated, the hydraulic pressure detected by the hydraulic sensor is set to the advance working chamber and the retard working chamber so as to exceed the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism. The hydraulic control valve is controlled so that the supply hydraulic speed becomes slow, and the operation speed of the variable valve timing mechanism is limited.
これによれば、ポンプ制御装置が、エンジンの減気筒運転時に、油圧センサによる検出油圧が弁停止機構の要求油圧以上の目標油圧になるように、可変オイルポンプのオイル吐出量を制御するので、可変オイルポンプの制御により弁停止機構の要求油圧を確保することができる。 According to this, since the pump control device controls the oil discharge amount of the variable oil pump so that the detected hydraulic pressure by the hydraulic sensor becomes a target hydraulic pressure that is equal to or higher than the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism during the reduced cylinder operation of the engine. The required oil pressure of the valve stop mechanism can be secured by controlling the variable oil pump.
そして、速度制御装置が、エンジンの減気筒運転時において、カム軸のクランク軸に対する位相角を変化させるための可変バルブタイミング機構の作動時に、油圧センサによる検出油圧を弁停止機構の要求油圧以上にすべく、進角作動室及び遅角作動室への供給油圧速度が遅くなるように油圧制御弁を制御して、可変バルブタイミング機構の作動速度を制限するので、オイルポンプからの供給油圧が弁停止機構の要求油圧よりも小さくならない。このため、減気筒運転時において、可変バルブタイミング機構の作動時に、油圧制御弁の制御により減気筒運転を維持することができる。 When the speed control device operates the variable valve timing mechanism for changing the phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft during the reduced-cylinder operation of the engine, the hydraulic pressure detected by the hydraulic sensor exceeds the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism. Therefore, the hydraulic control valve is controlled so that the hydraulic pressure supplied to the advance working chamber and the retard working chamber becomes slow, and the operating speed of the variable valve timing mechanism is limited. It will not be smaller than the required hydraulic pressure of the stop mechanism. Therefore, during the reduced cylinder operation, the reduced cylinder operation can be maintained by controlling the hydraulic control valve when the variable valve timing mechanism is activated.
第3の発明は、上記第1又は第2の発明において、上記弁停止機構は、上記エンジンにおける上記一部気筒のスイングアームに設けられたピボット機構を固定するためのロック部材を油圧の供給によりロック解除することにより、弁停止状態とするロック機構を有し、上記ロック機構への供給油圧を制御する第2油圧制御弁と、上記第2油圧制御弁を制御する制御手段とを更に備えていることを特徴とするものである。 In a third aspect based on the first or second aspect of the invention, the valve stop mechanism, by the supply of hydraulic pressure to the lock member for fixing a pivot mechanism provided in the swing arm of the part-cylinder in the engine It has a lock mechanism which makes the valve stop state by releasing the lock, and further comprises a second hydraulic control valve for controlling the hydraulic pressure supplied to the lock mechanism, and a control means for controlling the second hydraulic control valve. It is characterized by being.
これによれば、弁停止機構が、エンジンにおける一部気筒のスイングアームに設けられたピボット機構を固定するためのロック部材を油圧の供給によりロック解除することにより、弁停止状態とするロック機構を有している。そして、制御手段が、ロック機構への供給油圧を制御する第2油圧制御弁を制御する。このため、第2油圧制御弁の制御によりロック部材をロック解除してエンジンの減気筒運転を行うことができる。 Lock according to this, the valve stop mechanism, by unlocking the hydraulic pressure supply of the locking member for fixing a pivot mechanism provided in the swing arm part cylinder that put the engine, to the valve stop state It has a mechanism. Then, the control means controls the second hydraulic control valve that controls the hydraulic pressure supplied to the lock mechanism. For this reason, the lock member can be unlocked under the control of the second hydraulic control valve, and the engine can be reduced in cylinder operation.
また、本発明は、複数気筒のうち一部気筒の作動を休止させる減気筒運転が実行可能なエンジンと、該複数気筒の弁のバルブタイミングを変更可能な油圧作動式の可変バルブタイミング機構と、上記エンジンの減気筒運転時に上記一部気筒の弁の開閉動作を油圧の供給により停止させる油圧作動式の弁停止機構と、上記エンジンにおける上記可変バルブタイミング機構及び弁停止機構を含む油圧作動装置へ油圧経路を介してオイルを供給するオイルポンプとを備えた、エンジンの制御装置を対象とし、次のような解決手段を講じた。The present invention also provides an engine capable of executing a reduced cylinder operation in which the operation of some cylinders among a plurality of cylinders is suspended, a hydraulically operated variable valve timing mechanism capable of changing valve timings of the valves of the plurality of cylinders, To a hydraulic actuator including a hydraulically operated valve stop mechanism that stops the opening / closing operation of the valves of the partial cylinders by supplying hydraulic pressure during a reduced cylinder operation of the engine, and the variable valve timing mechanism and the valve stop mechanism in the engine The following solution was taken for an engine control device including an oil pump for supplying oil via a hydraulic path.
すなわち、第4の発明は、上記エンジンの減気筒運転時において、上記可変バルブタイミング機構の作動時に、上記オイルポンプからの供給油圧が、上記弁の開閉動作の停止が維持可能な上記弁停止機構の要求油圧以上になるように、上記可変バルブタイミング機構の作動速度を制限する速度制御装置を備えていることを特徴とするものである。That is, the fourth invention is the valve stop mechanism capable of maintaining the stop of the opening / closing operation of the valve by the hydraulic pressure supplied from the oil pump when the variable valve timing mechanism is operated during the reduced cylinder operation of the engine. And a speed control device for limiting the operating speed of the variable valve timing mechanism so as to be equal to or higher than the required hydraulic pressure.
また、本発明は、複数気筒のうち一部気筒の作動を休止させる減気筒運転及び全気筒を作動させる全気筒運転が実行可能なエンジンと、上記複数気筒の弁のバルブタイミングを変更可能な油圧作動式の可変バルブタイミング機構と、上記エンジンの減気筒運転時に上記一部気筒の弁の開閉動作を油圧の供給により停止させる油圧作動式の弁停止機構と、上記エンジンにおける上記可変バルブタイミング機構及び弁停止機構を含む油圧作動装置へ油圧経路を介してオイルを供給するオイルポンプとを備えた、エンジンの制御装置を対象とし、次のような解決手段を講じた。Further, the present invention provides an engine capable of executing a reduced cylinder operation in which operation of some cylinders among a plurality of cylinders is stopped and an all cylinder operation in which all cylinders are operated, and a hydraulic pressure capable of changing valve timings of the valves of the plurality of cylinders. An actuated variable valve timing mechanism, a hydraulically actuated valve stop mechanism that stops the opening / closing operation of the valves of the partial cylinders by supplying hydraulic pressure during the reduced-cylinder operation of the engine, the variable valve timing mechanism in the engine, The following solutions have been taken for an engine control device including an oil pump that supplies oil to a hydraulic actuator including a valve stop mechanism via a hydraulic path.
すなわち、第5の発明は、上記エンジンの減気筒運転時において、上記可変バルブタイミング機構の作動時に、上記オイルポンプからの供給油圧が、上記弁の開閉動作の停止が維持可能な上記弁停止機構の要求油圧以上になるように、上記可変バルブタイミング機構の作動速度を上記エンジンの全気筒運転時よりも遅くする速度制御装置を備えていることを特徴とするものである。That is, according to a fifth aspect of the present invention, in the reduced-cylinder operation of the engine, the hydraulic pressure supplied from the oil pump can maintain the stop of the opening / closing operation of the valve when the variable valve timing mechanism is operated. The variable valve timing mechanism is provided with a speed control device that makes the operating speed of the variable valve timing mechanism slower than that during all-cylinder operation of the engine so as to be equal to or higher than the required oil pressure.
本発明によれば、エンジンの減気筒運転時において、カム軸のクランク軸に対する位相角を変化させるための可変バルブタイミング機構の作動時に、オイルポンプからの供給油圧が、弁の開閉動作の停止が維持可能な弁停止機構の要求油圧以上になるように、可変バルブタイミング機構の作動速度を制限するので、オイルポンプからの供給油圧が弁停止機構の要求油圧よりも小さくならないため、減気筒運転時において、可変バルブタイミング機構の作動時に、減気筒運転を維持することができる。 According to the present invention, when the variable valve timing mechanism for changing the phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft is operated during the reduced-cylinder operation of the engine, the hydraulic pressure supplied from the oil pump stops the opening / closing operation of the valve. Since the operating speed of the variable valve timing mechanism is limited so that it exceeds the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism that can be maintained, the hydraulic pressure supplied from the oil pump does not become smaller than the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism. When the variable valve timing mechanism is operated, the reduced cylinder operation can be maintained.
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
図1は、本発明の実施形態に係る制御装置における油圧作動式の可変バルブタイミング機構が設けられたエンジン2を示す。このエンジン2は、第1気筒乃至第4気筒(複数気筒)が順に図1の紙面に垂直な方向に直列に配置された直列4気筒ガソリンエンジンであって、自動車等の車両に搭載される。エンジン2において、カムキャップ3、シリンダヘッド4、シリンダブロック5、クランクケース(図示せず)及びオイルパン6(図9参照)が上下に連結され、シリンダブロック5に形成された4つのシリンダボア7内をそれぞれ摺動可能なピストン8と、上記クランクケースに回転自在に支持されたクランク軸9とがコネクティングロッド10によって連結され、シリンダブロック5のシリンダボア7とピストン8とシリンダヘッド4とによって燃焼室11が気筒毎に形成されている。
FIG. 1 shows an
シリンダヘッド4には、燃焼室11に開口する吸気ポート12及び排気ポート13が設けられ、吸気ポート12及び排気ポート13をそれぞれ開閉する吸気弁14及び排気弁15が、各ポート12,13にそれぞれ装備されている。これら吸気弁14及び排気弁15は、それぞれリターンスプリング16,17により閉方向(図1上方)に付勢されており、回転するカム軸18,19の外周に設けたカム部18a,19aによって、スイングアーム20,21の略中央部に回転自在に設けられたカムフォロア20a,21aが下方に押されて、スイングアーム20,21の一端側に設けられたピボット機構25aの頂部を支点にして該スイングアーム20,21が揺動することで、スイングアーム20,21の他端部で吸気弁14及び排気弁15がリターンスプリング16,17の付勢力に抗して下方に押されて開動するように構成されている。
The
エンジン2の気筒列方向中央部に位置する第2及び第3気筒のスイングアーム20,21のピボット機構(後述のHLA25のピボット機構25aと同様の構成)として、油圧によりバルブクリアランスを自動的にゼロに調整する周知の油圧ラッシュアジャスタ24(以下、Hydraulic Lash Adjusterの略記を用いてHLA24という)が設けられている。尚、HLA24は、図9にのみ示す。
As the pivot mechanism of the swing arms 20 and 21 of the second and third cylinders located at the center of the
また、エンジン2の気筒列方向両端部に位置する第1及び第4気筒(一部気筒)のスイングアーム20,21に対しては、ピボット機構25aを備える弁停止機構付きHLA25が設けられている。この弁停止機構付きHLA25は、HLA24と同様にバルブクリアランスを自動的にゼロに調整可能に構成されていることに加えて、エンジン2における全気筒の一部である第1及び第4気筒の作動を休止させる減気筒運転時に、第1及び第4気筒の吸排気弁14,15を作動停止(開閉動作を停止)させる一方、全気筒(4気筒)を作動させる全気筒運転時には、第1及び第4気筒の吸排気弁14,15を作動させる(開閉動作させる)ようにするものである。第2及び第3気筒の吸排気弁14,15は、減気筒運転時及び全気筒運転時共に作動している。このため、減気筒運転時には、エンジン2の全気筒のうち第1及び第4気筒のみの吸排気弁14,15が作動停止し、全気筒運転時には、全気筒の吸排気弁14,15が作動することになる。尚、減気筒運転及び全気筒運転は、後述の如く、エンジン2の運転状態に応じて切り替えられる。
Moreover, HLA25 with a valve stop mechanism provided with the
シリンダヘッド4における第1及び第4気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、上記弁停止機構付きHLA25の下端部を挿入して装着するための装着穴26,27がそれぞれ設けられている。また、シリンダヘッド4における第2及び第3気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、上記HLA24の下端部を挿入して装着するための、装着穴26,27と同様の装着穴が設けられている。さらに、シリンダヘッド4には、弁停止機構付きHLA25用の装着穴26,27にそれぞれ連通する2つの油路61,63;62,64が穿設されており、弁停止機構付きHLA25が装着穴26,27に嵌合された状態で、油路61,62は、弁停止機構付きHLA25における弁停止機構25b(図2参照)を作動させる油圧(作動圧)を供給し、油路63,64は、弁停止機構付きHLA25のピボット機構25aがバルブクリアランスを自動的にゼロに調整するための油圧を供給するように構成されている。尚、HLA24用の装着穴には、油路63,64のみが連通している。上記油路61〜64については、図9により後に詳述する。
Mounting
シリンダブロック5には、シリンダボア7の排気側の側壁内を気筒列方向に延びるメインギャラリ54が設けられている。このメインギャラリ54の下側近傍には、このメインギャラリ54と連通するピストン冷却用のオイルジェット28(オイル噴射弁)が各ピストン8毎に設けられている。このオイルジェット28は、ピストン8の下側に配置されたノズル部28aを有しており、このノズル部28aからピストン8の頂部の裏面に向けてエンジンオイル(以下、単にオイルという)を噴射するように構成されている。
The
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が設けられており、該オイルシャワー29,30から潤滑用のオイルを、その下方に位置するカム軸18,19のカム部18a,19aと、さらに下方に位置するスイングアーム20,21とカムフォロア20a,21aとの接触部とに滴下するように構成されている。
ここで、図2を参照しながら、油圧作動装置の一つである弁停止機構25bについて説明する。この弁停止機構25bは、エンジン2における全気筒の一部である第1及び第4気筒の吸排気弁14,15のうち少なくとも一方の弁(本実施形態では、両方の弁)をエンジン2の運転状態に応じて油圧作動により作動停止させるものである。これにより、エンジン2の運転状態に応じて減気筒運転に切り替えられたときには、弁停止機構25bによって第1及び第4気筒の吸排気弁14,15の開閉動作が停止させられ、全気筒運転に切り替えられたときには、弁停止機構25bによる弁作動停止がなされなくなり、第1及び第4気筒の吸排気弁14,15の開閉動作が行われる。
Here, the
上記弁停止機構25bは、弁停止機構付きHLA25に設けられている。これにより、弁停止機構付きHLA25は、ピボット機構25aと弁停止機構25bとを備える。ピボット機構25aは、油圧によりバルブクリアランスを自動的にゼロに調整する、周知のHLA24のピボット機構と実質的に同じ構成である。
The
上記弁停止機構25bには、図2(a)に示すように、ピボット機構25aの動作をロックするロック機構250が設けられている。このロック機構250は、ピボット機構25aを軸方向に摺動自在に収納する有底の外筒251の側周面において径方向に対向する2箇所に形成した貫通孔251aに対してそれぞれ出入り可能に設けられた一対のロックピン252(ロック部材)を備えている。これら一対のロックピン252は、スプリング253により径方向外側へ付勢されている。外筒251の内底部とピボット機構25aの底部との間には、ピボット機構25aを外筒251の上方に押圧して付勢するロストモーションスプリング254が設けられている。
As shown in FIG. 2A, the
上記両ロックピン252が上記外筒251の貫通孔251aに嵌合しているときには、該両ロックピン252の上方に位置するピボット機構25aが上方に突出した状態で固定される。このときには、ピボット機構25aの頂部がスイングアーム20,21の揺動の支点となるため、カム軸18,19の回転によりカム部18a,19aがカムフォロア20a,21aを下方に押すと、吸排気弁14,15がリターンスプリング16,17の付勢力に抗して下方に押されて開弁する。したがって、第1及び第4気筒について弁停止機構25bをロックピン252が貫通孔251aに嵌合した状態にすることで、全気筒運転を行うことができる。
When the both lock pins 252 are fitted in the through
一方、図2(b)及び図2(c)に示すように、作動油圧により上記両ロックピン252の外側端面を押圧すると、上記スプリング253の圧縮力に抗して、両ロックピン252が互いに接近するように外筒251の径方向内側に後退して、外筒251の貫通孔251aと嵌合しなくなり、これにより、ロックピン252の上方に位置するピボット機構25aがロックピン252と共に外筒251の軸方向の下側に移動する。これにより、弁停止状態となる。
On the other hand, as shown in FIGS. 2 (b) and 2 (c), when the outer end surfaces of the lock pins 252 are pressed by the hydraulic pressure, the lock pins 252 are opposed to each other against the compressive force of the
すなわち、吸排気弁14,15を上方に付勢するリターンスプリング16,17の方がピボット機構25aを上方に付勢するロストモーションスプリングよりも付勢力が強くなるように構成されているため、カム軸18,19の回転によりカム部18a,19aがカムフォロア20a,21aを下方に押すと、吸排気弁14,15の頂部がスイングアーム20,21の揺動の支点となり、吸排気弁14,15は閉弁されたまま、ピボット機構25aがロストモーションスプリング254の付勢力に抗して下方に押される。したがって、作動油圧によりロックピン252を貫通孔251aに対して非嵌合の状態にすることで、減気筒運転を行うことができる。
That is, the return springs 16 and 17 that bias the intake and
次に、図3〜図5を参照しながら、油圧作動装置の一つである吸気側の可変バルブタイミング機構32(以下、VVT32という)について説明する。 Next, an intake side variable valve timing mechanism 32 (hereinafter referred to as VVT 32), which is one of the hydraulic actuators, will be described with reference to FIGS.
VVT32は、略円環状のハウジング201と、該ハウジング201の内部に収容されたベーン体202とを有している。このハウジング201は、クランク軸9と同期して回転するカムプーリ203と一体回転可能に連結されていて、クランク軸9と連動して回転する。ベーン体202は、ボルト205(図5参照)により、吸気弁14を開閉させるカム軸18と一体回転可能に連結されている。
The
ハウジング201の内部には、ハウジング201の内周面とベーン体202の外周面に設けられたベーン202aとで区画された進角作動室207及び遅角作動室208がそれぞれ複数形成されている。進角作動室207及び遅角作動室208は、それぞれ進角側油路211及び遅角側油路212を介して、油圧制御弁としての吸気側第1方向切替弁34に接続されている(図9参照)。カム軸18及びベーン体202には、これら進角側油路211及び遅角側油路212の一部を構成する進角側通路215及び遅角側通路216が形成されている。
A plurality of
進角側通路215は、ベーン体202において中心部近傍から放射状に延びて各進角作動室207に接続され、遅角側通路216は、ベーン体202において中心部近傍から放射状に延びて各遅角作動室208に接続される。ベーン体202における中心部近傍から放射状に延びる複数の進角側通路215のうちの1つは、ベーン体202の外周面におけるベーン202aが形成されていない部分に形成されかつ後述のロックピン231が嵌合する嵌合凹部202bの底面に接続されて、この嵌合凹部202bを介して、複数の進角作動室207のうちの1つに接続される。
The
VVT32には、該VVT32の動作をロックするロック機構230が設けられている。このロック機構230は、カム軸18のクランク軸9に対する位相角を特定の位相角で固定するためのロックピン231を有している。本実施形態では、上記特定の位相角は最遅角の位相角であるが、これには限られず、どのような位相角であってもよい。
The
上記ロックピン231は、ハウジング201の径方向に摺動可能に配設されている。ハウジング201におけるロックピン231に対するハウジング201の径方向外側の部分には、バネホルダ232が固定され、このバネホルダ232とロックピン231との間には、ロックピン231をハウジング201の径方向内側に付勢するロックピン付勢バネ233が設けられている。上記嵌合凹部202bがロックピン231と対向する位置に位置するとき、ロックピン付勢バネ233によって、ロックピン231が、嵌合凹部202bに嵌合してロック状態となり、これにより、ベーン体202がハウジング201に対して固定されて、カム軸18のクランク軸9に対する位相角が固定されることになる。
The
上記進角作動室207及び上記遅角作動室208は、それぞれ進角側油路211及び遅角側油路212を介して、吸気側第1方向切替弁34に接続され、吸気側第1方向切替弁34は、オイルを供給する可変オイルポンプとしての後述の可変容量型オイルポンプ36(図9参照)に接続されている。吸気側第1方向切替弁34の制御により、進角作動室207及び遅角作動室208へのオイル供給量を制御することができる。吸気側第1方向切替弁34の制御により、遅角作動室208に進角作動室207よりも多くの供給量(高い油圧)でもってオイルを供給すると、カム軸18(ベーン体202)がハウジング201(クランク軸9)に対してその回転方向(図3及び図4の矢印の方向)とは逆向きに回動するため、吸気弁14の開時期が遅くなり、カム軸18の最遅角位置ではロックピン231が嵌合凹部202bに嵌合する(図3参照)。一方、吸気側第1方向切替弁34の制御により、進角作動室207に遅角作動室208よりも多くの供給量(高い油圧)でもってオイルを供給すると、カム軸18がその回転方向に回動して、吸気弁14の開時期が早くなる(図4参照)。カム軸18を最遅角位置から進角させる場合には、油圧により、ロックピン231をロックピン付勢バネ233に抗してハウジング201の径方向外側に押し出してロック解除する。このとき、嵌合凹部202bに連通する進角作動室207以外の進角作動室207には既にオイルが充填されており、このロック解除後直ぐに、吸気側第1方向切替弁34の制御により、カム軸18をその回転方向に回動させることで、吸気弁14の開時期を早くすることができる。尚、ロックピン231のロック解除には、ロックピン付勢バネ233の付勢力に打ち勝つ油圧を進角作動室207に供給する必要があり、この油圧は、吸気側第1方向切替弁34の制御により得られる。また、この油圧を進角作動室207に供給しながら、該油圧よりも低い油圧(基本的には、0に近い油圧)を遅角作動室208に供給することで、ロックピン231のロック解除後直ぐにカム軸18がその回転方向に回動して、ロック位置から外れる。その後に、吸気側第1方向切替弁34の制御により、吸気弁14の開弁位相の制御を行う。
The
図6〜図8は、油圧作動装置の一つである排気側の可変バルブタイミング33(以下、VVT33という)を示す。VVT33の構成は、VVT32の構成と同様であり、VVT32と同じ構成要素については、同じ符号を付してその詳細な説明は省略する。
6 to 8 show a variable valve timing 33 (hereinafter referred to as VVT 33) on the exhaust side, which is one of hydraulic actuators. The configuration of the
VVT33のロック機構230も、VVT32と同様に、カム軸19のクランク軸9に対する位相角を特定の位相角で固定するためのロックピン231を有しているが、本実施形態では、その特定の位相角は、VVT32とは異なり、最進角の位相角である。但し、これに限られるものではなく、どのような位相角であってもよい。そして、ベーン体202における中心部近傍から放射状に延びる複数の遅角側通路216のうちの1つが、ロックピン231が嵌合する嵌合凹部202bの底面に接続されて、この嵌合凹部202bを介して、複数の遅角作動室208のうちの1つに接続される。
The
VVT33の進角作動室207及び遅角作動室208は、それぞれ進角側油路211及び遅角側油路212を介して、油圧制御弁としての排気側第1方向切替弁35に接続され、排気側第1方向切替弁35は、可変容量型オイルポンプ36に接続されている(図9参照)。排気側第1方向切替弁35の制御により、VVT33の進角作動室207及び遅角作動室208へのオイル供給量を制御することができる。排気側第1方向切替弁35の制御により、進角作動室207に遅角作動室208よりも多くの供給量(高い油圧)でもってオイルを供給すると、カム軸19がその回転方向(図6及び図7の矢印の方向)に回動して、排気弁15の開時期が早くなり、カム軸19の最進角位置ではロックピン231が嵌合凹部202bに嵌合する(図6参照)。一方、排気側第1方向切替弁35の制御により、遅角作動室208に進角作動室207よりも多くの供給量(高い油圧)でもってオイルを供給すると、カム軸19がその回転方向とは逆向きに回動して、排気弁15の開時期が遅くなる(図7参照)。カム軸19の最進角位置から遅角させる場合には、油圧により、ロックピン231をロックピン付勢バネ233に抗してハウジング201の径方向外側に押し出してロック解除する。このとき、嵌合凹部202bに連通する遅角作動室208以外の遅角作動室208には既にオイルが充填されており、このロック解除後直ぐに、排気側第1方向切替弁35により、カム軸19をその回転方向とは逆向きに回動させることで、排気弁15の開時期を遅くすることができる。尚、VVT33のロックピン231のロック解除には、ロックピン付勢バネ233の付勢力に打ち勝つ油圧を遅角作動室208に供給する必要があり、この油圧は、排気側第1方向切替弁35の制御により得られる。また、この油圧を遅角作動室208に供給しながら、該油圧よりも低い油圧(基本的には、0に近い油圧)を進角作動室207に供給することで、ロックピン231のロック解除後直ぐにカム軸18がその回転方向とは逆向きに回動して、ロック位置から外れる。その後に、排気側第1方向切替弁35の制御により、排気弁15の開弁位相の制御を行う。
The
VVT32とは異なり、VVT33の各ベーン202aと、ハウジング201における該ベーン202aに対しカム軸19の回転方向とは反対側に対向する部分との間(つまり進角作動室207)には、圧縮コイルバネ240が配設されている。この圧縮コイルバネ240は、ベーン体202を進角側に付勢して、ベーン体202の進角側への移動をアシストするものである。これは、カム軸19には、後述の燃料ポンプ81及びバキュームポンプ82(図9参照)の負荷がかかるので、その負荷に打ち勝ってベーン体202を最進角位置にまで確実に移動させる(ロックピン231を嵌合凹部202bに確実に嵌合させる)ためである。
Unlike the
VVT32(及び/又はVVT33)によって、吸気弁14の開弁位相を進角方向に変更する(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の開弁期間とがオーバーラップする。特に吸気弁14の開弁位相を進角方向に変更することにより吸気弁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るとともに、ポンピングロスを低減して燃費性能を向上することができる。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VVT33)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の開弁期間と排気弁15の開弁期間とのバルブオーバーラップ量が減少するために、アイドリング時等のようにエンジン負荷が所定値以下の低負荷時には、安定燃焼性を確保できる。本実施形態では、高負荷時にバルブオーバーラップ量を出来る限り大きくするために、上記低負荷時にも、吸気弁14及び排気弁15の開弁期間をオーバーラップさせるようにしている。
When the valve opening phase of the
次に、図9を参照しながら、上述のエンジン2にオイルを供給するためのオイル供給装置1について詳細に説明する。図示するように、オイル供給装置1は、クランク軸9の回転によって駆動される可変容量型オイルポンプ36(以下、オイルポンプ36という。)と、オイルポンプ36に接続され、オイルポンプ36により昇圧されたオイルをエンジン2の潤滑部及び油圧作動装置に導く給油路50(油圧経路)とを備えている。オイルポンプ36は、エンジン2により駆動される補機である。
Next, the
上記給油路50は、パイプや、シリンダヘッド4、シリンダブロック5等に穿設された通路からなる。給油路50は、オイルポンプ36に連通され、オイルポンプ36(詳細には、後述の吐出口361b)からシリンダブロック5内の分岐点54aまで延びる第1連通路51と、シリンダブロック5内で気筒列方向に延びる上記メインギャラリ54と、該メインギャラリ54上の分岐点54bからシリンダヘッド4まで延びる第2連通路52と、シリンダヘッド4内で吸気側と排気側との間を略水平方向に延びる第3連通路53と、シリンダヘッド4内で第3連通路53から分岐する複数の油路61〜69とを備えている。
The
上記オイルポンプ36は、該オイルポンプ36の容量を変更してオイルポンプ36のオイル吐出量を可変にする公知の可変容量型オイルポンプであって、一端側が開口するように形成されかつ内部が断面円形状の空間からなるポンプ収容室を有するポンプボディと該ポンプボディの上記一端開口を閉塞するカバー部材とからなるハウジング361と、該ハウジング361に回転自在に支持され、上記ポンプ収容室の略中心部を貫通しかつクランク軸9によって回転駆動される駆動軸362と、上記ポンプ収容室内に回転自在に収容されて中心部が駆動軸362に結合されたロータ363及び該ロータ363の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット内にそれぞれ出没自在に収容されたべーン364からなるポンプ要素と、該ポンプ要素の外周側にロータ363の回転中心に対して偏心可能に配置され、ロータ363及び相隣接するベーン364と共に複数の作動油室であるポンプ室365を画成するカムリング366と、上記ポンプボディ内に収容され、ロータ363の回転中心に対するカムリング366の偏心量が増大する側へカムリング366を常時付勢する付勢部材であるスプリング367と、ロータ363の内周側の両側部に摺動自在に配置された、ロータ363よりも小径の一対のリング部材368とを備えている。ハウジング361は、内部のポンプ室365にオイルを供給する吸入口361aと、ポンプ室365からオイルを吐出する吐出口361bとを備えている。ハウジング361の内部には、該ハウジング361の内周面とカムリング366の外周面により画成された圧力室369が形成されており、該圧力室369に開口する導入孔369aが設けられている。オイルポンプ36は、導入孔369aから圧力室369にオイルを導入することで、カムリング366が支点361cに対して揺動して、ロータ363がカムリング366に対して相対的に偏心し、オイルポンプ36の吐出容量が変化するように構成されている。
The
オイルポンプ36の吸入口361aには、オイルパン6に臨むオイルストレーナ39が接続されている。オイルポンプ36の吐出口361bに連通する第1連通路51には、上流側から下流側に順に、オイルフィルタ37及びオイルクーラ38が配置されており、オイルパン6内に貯留されたオイルは、オイルストレーナ39を通じてオイルポンプ36によってくみ上げられた後、オイルフィルタ37で濾過されかつオイルクーラ38で冷却されてからシリンダブロック5内のメインギャラリ54に導入される。
An
メインギャラリ54は、4つのピストン8の背面側に冷却用オイルを噴射するための上記オイルジェット28と、クランク軸9を回動自在に支持する5つのメインジャーナルに配置されたメタルベアリングのオイル供給部41と、4つのコネクティングロッドを回転自在に連結する、クランク軸9のクランクピンに配置されたメタルベアリングのオイル供給部42とに接続されており、このメインギャラリ54にはオイルが常時供給される。
The
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。
On the downstream side of the
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に接続されており、この排気側第1方向切替弁35の制御により、進角側油路211及び遅角側油路212を介して、排気側のVVT33の進角作動室207及び遅角作動室208にオイルがそれぞれ供給される。また、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9の白抜き三角△を参照)と、HLA24(図9の黒三角▲を参照)と、弁停止機構付きHLA25(図9の白抜き楕円を参照)と、カム軸19により駆動され、燃焼室11に燃料を供給する燃料噴射弁に高圧の燃料を供給する燃料ポンプ81と、カム軸19により駆動され、ブレーキマスタシリンダの圧力を確保するためのバキュームポンプ82とに接続されており、この油路64にはオイルが常時供給される。さらに、油路64の分岐点64aから分岐する油路66は、排気側のスイングアーム21に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー30に接続されており、この油路66にはオイルが常時供給される。
The
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に接続されており、この吸気側第1方向切替弁34の制御により、進角側油路211及び遅角側油路212を介して、吸気側のVVT32の進角作動室207及び遅角作動室208にオイルがそれぞれ供給される。この油路67には、該油路67(吸気側のVVT32のみへオイルを供給するための油圧経路)の油圧を検出する油圧センサ70が配設されている。また、分岐点53dから分岐する油路63は、吸気側のカム軸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9の白抜き三角△を参照)と、HLA24(図9の黒三角▲を参照)と、弁停止機構付きHLA25(図9の白抜き楕円を参照)とに接続されている。さらに、油路63の分岐点63aから分岐する油路65は、吸気側のスイングアーム20に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー29に接続されている。
The intake side is the same as the exhaust side, and the
また、第3連通路53の分岐点53cから分岐する油路69には、オイルの流れる方向を上流側から下流側への一方向のみに規制する逆止弁48が配設されている。この油路69は、逆止弁48の下流側の分岐点69aで、弁停止機構付きHLA25用の装着穴26,27に連通する上記2つの油路61,62に分岐する。油路61,62は、第2油圧制御弁としての吸気側第2方向切替弁46及び排気側第2方向切替弁47を介して、吸気側及び排気側の弁停止機構付きHLA25の弁停止機構25bにそれぞれ接続されており、これら吸気側及び排気側第2方向切替弁46,47を制御することで各弁停止機構25bにオイルが供給されるように構成されている。
A
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内に滴下し、オイルポンプ36により再び環流される。
The metal bearing for rotatably supporting the
上記エンジン2の作動は、コントローラ100によって制御される。コントローラ100には、エンジン2の運転状態を検出する各種センサからの検出情報が入力される。コントローラ100は、例えば、クランク角センサ71によりクランク軸9の回転角度を検出し、この検出信号に基づいてエンジン回転速度を検出する。また、スロットルポジションセンサ72により、エンジン2が搭載された車両の乗員によるアクセルペダルの踏み込み量(アクセル開度)を検出し、これに基づいてエンジン負荷を検出する。さらに、上記油圧センサ70により上記油路67の圧力を検出する。また、油圧センサ70と略同じ位置に設けた油温センサ73により、上記油路67におけるオイルの温度を検出する。油温センサ73は、給油路50のどこに配設してもよい。さらに、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の回転位相を検出し、このカム角に基づいてVVT32,33の位相角を検出する。また、水温センサ75によって、エンジン2を冷却する冷却水の温度(以下、水温という)を検出する。
The operation of the
コントローラ100は、周知のマイクロコンピュータをベースとする制御装置であって、各種センサ(油圧センサ70、クランク角センサ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)からの検出信号を入力する信号入力部と、制御に係る演算処理を行う演算部と、制御対象となる装置(吸気側及び排気側第1方向切替弁34,35、吸気側及び排気側第2方向切替弁46,47、リニアソレノイドバルブ49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。
The
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の吐出量を制御するための流量(吐出量)制御弁である。リニアソレノイドバルブ49の開弁時にオイルポンプ36の圧力室369にオイルが供給されるようになっているが、リニアソレノイドバルブ49自体の構成は周知であるため説明を省略する。尚、流量(吐出量)制御弁としては、リニアソレノイドバルブ49に限らず、例えば電磁制御弁を用いてもよい。
The
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10に示すように、オイルポンプ36の流量(吐出量)はエンジン回転速度(つまりポンプ回転数)に比例する。そして、デューティ比が、1サイクルの時間に対するリニアソレノイドバルブ49への通電時間の割合を表す場合、図示するように、デューティ比が大きいほどオイルポンプ36の圧力室369への油圧が増すため、エンジン回転速度に対するオイルポンプ36の流量の傾きが減る。
The
次に、図11を参照しながら、エンジン2の減気筒運転について説明する。エンジン2の減気筒運転又は全気筒運転は、エンジン2の運転状態に応じて切り替えられる。すなわち、エンジン回転速度、エンジン負荷及びエンジン2の水温から把握されるエンジン2の運転状態が、図示する減気筒運転領域内にあるときは減気筒運転が実行される。また、図示するように、この減気筒運転領域に隣接して減気筒運転準備領域が設けられており、エンジンの運転状態がこの減気筒運転準備領域内にあるときは減気筒運転を実行するための準備として、油圧を弁停止機構25bの要求油圧に向けて予め昇圧させておく。そして、エンジン2の運転状態がこれら減気筒運転領域及び減気筒運転準備領域の外にあるときは、全気筒運転を実行する。
Next, the reduced cylinder operation of the
図11(a)を参照すると、所定のエンジン負荷(L0以下)で加速して、エンジン回転速度が上昇する場合、エンジン回転速度が所定回転速度V1未満では、全気筒運転を行い、エンジン回転速度がV1以上かつV2(>V1)未満になると、減気筒運転の準備に入り、エンジン回転速度がV2以上になると、減気筒運転を行う。また、例えば、所定のエンジン負荷(L0以下)で減速して、エンジン回転速度が下降する場合、エンジン回転速度がV4以上では、全気筒運転を行い、エンジン回転速度がV3(<V4)以上かつV4未満になると、減気筒運転の準備を行い、エンジン回転速度がV3以下になると、減気筒運転を行う。 Referring to FIG. 11 (a), when the engine speed is increased by accelerating at a predetermined engine load (L0 or less), all cylinder operation is performed when the engine speed is lower than the predetermined speed V1, and the engine speed is increased. When V becomes greater than or equal to V1 and less than V2 (> V1), preparation for reduced cylinder operation starts, and when the engine speed becomes equal to or greater than V2, reduced cylinder operation is performed. Further, for example, when the engine speed is decreased by decelerating at a predetermined engine load (L0 or less), all cylinder operation is performed when the engine speed is V4 or more, and the engine speed is V3 (<V4) or more. When it becomes less than V4, preparation for reduced cylinder operation is performed, and when the engine speed becomes V3 or less, reduced cylinder operation is performed.
図11(b)を参照すると、所定のエンジン回転速度(V2以上V3以下)、所定のエンジン負荷(L0以下)で走行し、エンジン2が暖機して水温が上昇する場合、水温がT0未満では全気筒運転を行い、水温がT0以上かつT1未満になると減気筒運転の準備を行い、水温がT1以上になると減気筒運転を行う。
Referring to FIG. 11 (b), when the vehicle runs at a predetermined engine speed (V2 to V3) and a predetermined engine load (L0 or less) and the
仮に上記減気筒運転準備領域を設けなかった場合、全気筒運転から減気筒運転に切り替える際、エンジン2の運転状態が減気筒運転領域に入ってから油圧を弁停止機構25bの要求油圧まで昇圧させることになるが、油圧が要求油圧に達するまでの時間分、減気筒運転を行う時間が短くなるため、この減気筒運転を行う時間が短くなる分、エンジン2の燃費効率が下がってしまう。
If the reduced-cylinder operation preparation region is not provided, when switching from all-cylinder operation to reduced-cylinder operation, the hydraulic pressure is increased to the required hydraulic pressure of the
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12(a)参照)を設定しておく。
Therefore, in the present embodiment, in order to maximize the fuel efficiency of the
尚、図11(a)に示すように、減気筒運転領域の高エンジン負荷側に隣接する、一点鎖線で示された領域を減気筒運転準備領域としてもよい。これにより、例えば、所定のエンジン回転速度(V2以上V3以下)においてエンジン負荷が下降する場合、エンジン負荷がL1(>L0)以上では、全気筒運転を行い、エンジン負荷がL0以上かつL1未満になると、減気筒運転の準備に入り、エンジン負荷がL0以下になると、減気筒運転を行うようにしてもよい。 In addition, as shown to Fig.11 (a), it is good also considering the area | region shown with the dashed-dotted line adjacent to the high engine load side of a reduced cylinder operation area | region as a reduced cylinder operation preparation area | region. Thus, for example, when the engine load decreases at a predetermined engine speed (V2 or more and V3 or less), all cylinder operation is performed when the engine load is L1 (> L0) or more, and the engine load is L0 or more and less than L1. Then, the reduced cylinder operation may be started, and when the engine load becomes L0 or less, the reduced cylinder operation may be performed.
次に、図12を参照しながら、各油圧作動装置(ここでは、弁停止機構25b及びVVT32,33に加えて、オイルジェット28や、クランク軸9のジャーナル等のメタルベアリングも油圧作動装置に含まれるものとする)の要求油圧と、オイルポンプ36の目標油圧とについて説明する。本実施形態におけるオイル供給装置1は、1つのオイルポンプ36によって複数の油圧作動装置にオイルを供給しており、各油圧作動装置が必要とする要求油圧は、エンジン2の運転状態に応じて変化する。そのため、エンジン2の全ての運転状態において全ての油圧作動装置が必要な油圧を得るためには、当該オイルポンプ36は、エンジン2の運転状態ごとに各油圧作動装置の要求油圧のうちで最も高い要求油圧以上の油圧を当該エンジン2の運転状態に応じた目標油圧に設定する必要がある。そのためには、本実施形態においては、全ての油圧作動装置のうちで要求油圧が比較的高い弁停止機構25b、オイルジェット28、クランク軸9のジャーナル等のメタルベアリング及びVVT32,33の要求油圧を満たすように目標油圧を設定すればよい。なぜなら、このように目標油圧を設定すれば、要求油圧が比較的低い他の油圧作動装置は当然に要求油圧が満たされるからである。
Next, referring to FIG. 12, each hydraulic actuator (here, in addition to the
図12(a)を参照すると、エンジン2の低負荷運転時において、要求油圧が比較的高い油圧作動装置は、VVT32,33、メタルベアリング及び弁停止機構25bである。これら各油圧作動装置の要求油圧は、エンジン2の運転状態に応じて変化する。例えば、VVT32,33の要求油圧(図12では、「VVT要求油圧」と記載)は、エンジン回転速度がV0(<V1)以上で略一定である。メタルベアリングの要求油圧(図12では、「メタル要求油圧」と記載)は、エンジン回転速度が大きくなるにつれて大きくなる。弁停止機構25bの要求油圧(図12では、「弁停止要求油圧」と記載)は、所定範囲のエンジン回転速度(V2〜V3)においてほぼ一定である。そして、これらの要求油圧をエンジン回転速度ごとに大小を比較すると、エンジン回転速度がV0よりも低いときにはメタル要求油圧しかなく、エンジン回転速度がV0〜V2では、VVT要求油圧が最も高く、エンジン回転速度がV2〜V3では、弁停止要求油圧が最も高く、エンジン回転速度がV3〜V6では、VVT要求油圧が最も高く、エンジン回転速度がV6以上では、メタル要求油圧が最も高い。したがって、エンジン回転速度ごとに上述の最も高い要求油圧を基準目標油圧としてオイルポンプ36の目標油圧に設定する必要がある。
Referring to FIG. 12A, the hydraulic actuators having a relatively high required oil pressure during the low load operation of the
ここで、減気筒運転を行うエンジン回転速度(V2〜V3)の前後のエンジン回転速度(V1〜V2、V3〜V4)においては、減気筒運転の準備のために目標油圧が弁停止要求油圧に向けて予め昇圧するように基準目標油圧から補正して設定されている。これによれば、図11において説明したように、エンジン回転速度が減気筒運転を行うエンジン回転速度になる際に油圧が弁停止要求油圧に達するまでの時間分のロスをなくして、エンジンの燃費効率を向上できる。この補正により設定されたオイルポンプ36の目標油圧(図12では、「オイルポンプ目標油圧」と記載)の一例が、図12(a)の太線(V1〜V2、V3〜V4)で示されている。 Here, at the engine rotational speeds (V1 to V2, V3 to V4) before and after the engine rotational speed (V2 to V3) at which the reduced cylinder operation is performed, the target hydraulic pressure becomes the valve stop request hydraulic pressure in preparation for the reduced cylinder operation. It is set by correcting from the reference target hydraulic pressure so as to increase the pressure in advance. According to this, as described with reference to FIG. 11, the loss of time until the hydraulic pressure reaches the valve stop required hydraulic pressure when the engine rotational speed reaches the engine rotational speed at which the cylinder reduction operation is performed is eliminated, and the fuel consumption of the engine is reduced. Efficiency can be improved. An example of the target oil pressure of the oil pump 36 (described as “oil pump target oil pressure” in FIG. 12) set by this correction is indicated by the thick lines (V1 to V2, V3 to V4) in FIG. Yes.
さらに、オイルポンプ36の応答遅れやオイルポンプ36の過負荷等を考慮すると、前述の減気筒運転準備の補正を行った後の基準目標油圧について、エンジン回転速度に対して要求油圧が急激に変化するエンジン回転速度(例えば、V0、V1、V4)における油圧の変化が小さくなるように、要求油圧以上の油圧でエンジン回転速度に応じて漸次増加又は減少するように補正して目標油圧として設定するのがよい。この補正を行って設定されたオイルポンプ36の目標油圧の一例が、図12(a)に太線(V0以下、V0〜V1、V4〜V5)で示されている。
Further, considering the response delay of the
図12(b)を参照すると、エンジン2の高負荷運転時において、要求油圧が比較的高い油圧作動装置は、VVT32,33、メタルベアリング及びオイルジェット28である。低負荷運転の場合と同様に、これら各油圧作動装置の要求油圧はエンジン2の運転状態に応じて変化し、例えば、VVT要求油圧は、エンジン回転速度がV0′以上で略一定であり、メタル要求油圧は、エンジン回転速度が大きくなるにつれて大きくなる。また、オイルジェット28の要求油圧は、エンジン回転速度がV2′未満では0であり、そこから或る回転速度まではエンジン回転速度に応じて高くなり、その回転速度以上では一定である。
Referring to FIG. 12 (b), the hydraulic actuators having a relatively high required oil pressure during the high load operation of the
高負荷運転の場合も低負荷運転の場合と同様に、エンジン回転速度に対して要求油圧が急激に変化するエンジン回転速度(例えば、V0′、V2′)において基準目標油圧を補正して目標油圧として設定するのがよく、適宜補正(特に、V0′以下、V1′〜V2′で補正)を行って設定されたオイルポンプ36の目標油圧の一例が、図12(b)に太線で示されている。
In the case of high load operation as well as in the case of low load operation, the target target oil pressure is corrected by correcting the reference target oil pressure at the engine speed (for example, V0 ′, V2 ′) at which the required oil pressure changes rapidly with respect to the engine speed. An example of the target oil pressure of the
尚、図示されているオイルポンプ36の目標油圧は、折れ線状に変化するものであるが、曲線状に滑らかに変化するものであってもよい。また、本実施形態においては、要求油圧が比較的高い弁停止機構25b、オイルジェット28、メタルベアリング及びVVT32,33の要求油圧に基づいて目標油圧を設定したが、目標油圧を設定するのに考慮する油圧作動装置はこれらに限るものではない。要求油圧が比較的高い油圧作動装置があればどのようなものであっても、その要求油圧を考慮して目標油圧を設定すればよい。
The target oil pressure of the
次に、図13を参照しながら、油圧制御マップについて説明する。図12で示したオイルポンプ36の目標油圧は、エンジン回転速度をパラメータとしたものであるが、さらに、エンジン負荷と油温もパラメータとして目標油圧を3次元グラフに表したのが、図13に示した油圧制御マップである。すなわち、この油圧制御マップは、エンジン2の運転状態(ここでは、エンジン回転速度及びエンジン負荷に加えて、油温も含む)ごとに各油圧作動装置の要求油圧のうちで最も高い要求油圧に基づいて、当該運転状態に応じた目標油圧が予め設定されたものである。
Next, the hydraulic control map will be described with reference to FIG. The target oil pressure of the
図13(a)、図13(b)及び図13(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13(c)に示す冷間時の油圧制御マップに基づいてエンジン2の運転状態(エンジン回転速度、エンジン負荷)に応じた目標油圧を読み取る。エンジン2が暖機してオイルが所定の油温T1以上になると、図13(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13(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。
FIGS. 13 (a), 13 (b), and 13 (c) show hydraulic control maps when the engine 2 (oil temperature) is hot, warm, and cold, respectively. The
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もよい。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。 In the present embodiment, the target oil pressure is read using a hydraulic control map set in advance for each temperature range by dividing the oil temperature into three temperature ranges of high temperature, warm time, and cold time. The target hydraulic pressure may be read using only one hydraulic control map without considering the oil temperature. Conversely, more hydraulic control maps may be prepared by dividing the temperature range more finely. Furthermore, the oil pressure t within the temperature range (T1 ≦ t <T2) targeted by one oil pressure control map (for example, the oil pressure control map at the time of warming) has read the target oil pressure P1 having the same value. In consideration of the target oil pressure (P2) within the temperature range before and after (T2 ≦ t), the target oil pressure p is proportionally converted according to the oil temperature t (p = (t−T1) × (P2−P1) / ( It may be calculated according to T2-T1)). As described above, the target hydraulic pressure corresponding to the temperature can be read and calculated with higher accuracy, so that the pump displacement can be controlled with higher accuracy.
次に、図14を参照しながら、デューティ比マップについて説明する。ここでのデューティ比マップは、上述の油圧制御マップからエンジン2の運転状態(エンジン回転速度、エンジン負荷及び油温)ごとの目標油圧を読み取り、該読み取った目標油圧に基づいて油路の流路抵抗等を考慮してオイルポンプ36から供給されるオイルの目標吐出量を設定し、該設定した目標吐出量に基づいてそのエンジン回転速度(オイルポンプ回転数)等を考慮して算出した当該運転状態に応じた目標デューティ比が予め設定されたものである。
Next, the duty ratio map will be described with reference to FIG. The duty ratio map here reads the target oil pressure for each operating state (engine rotation speed, engine load and oil temperature) of the
図14(a)、図14(b)及び図14(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14(c)に示す冷間時のデューティ比マップに基づいて、エンジン2の運転状態(エンジン回転速度、エンジン負荷)に応じたデューティ比を読み取る。エンジン2が暖機してオイルが所定の油温T1以上になると、図14(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14(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。
14 (a), 14 (b) and 14 (c) show duty ratio maps when the engine 2 (oil temperature) is hot, warm and cold, respectively. The
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。 In this embodiment, the oil temperature is divided into three temperature ranges of high temperature, warm time, and cold time, and the duty ratio is read using a duty ratio map set in advance for each temperature range. As with the hydraulic control map described above, only one duty ratio map is prepared, more temperature range is divided into more duty ratio maps, or the target duty ratio is proportionally converted according to the oil temperature. It may be calculated.
次に、図15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。
Next, the flow rate (discharge amount) control operation of the
まず、ステップS1で、エンジン2の運転状態を把握するために、各種センサより検出情報を読み込んで、エンジン負荷、エンジン回転速度、油温等を検出する。
First, in step S1, in order to grasp the operating state of the
続いて、ステップS2で、コントローラ100に予め記憶されているデューティ比マップを読み出し、ステップS1で読み込まれたエンジン負荷、エンジン回転速度及び油温に応じた目標デューティ比を読み取る。
Subsequently, in step S2, a duty ratio map stored in advance in the
次のステップS3で、現在のデューティ比が、上記ステップS2で読み取られた目標デューティ比に一致しているか否かを判定する。このステップS3の判定がYESであるときには、ステップS5に進む。一方、ステップS3の判定がNOであるときには、ステップS4に進んで、目標デューティ比をリニアソレノイドバルブ49(図15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。 In the next step S3, it is determined whether or not the current duty ratio matches the target duty ratio read in step S2. When the determination in step S3 is YES, the process proceeds to step S5. On the other hand, when the determination in step S3 is NO, the process proceeds to step S4 to output a signal indicating the target duty ratio to the linear solenoid valve 49 (described as “flow rate control valve” in the flowchart of FIG. 15), and then step Proceed to S5.
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。
In step S5, the current oil pressure is read from the
次のステップS7では、現在の油圧が、上記ステップS6で読み取られた目標油圧に一致しているか否かを判定する。このステップS7の判定がNOであるときには、ステップS8に進んで、リニアソレノイドバルブ49に対し目標デューティ比を所定割合変更した出力信号を出力し、しかる後に上記ステップS5に戻る。すなわち、油圧センサ70により検出される油圧が、上記目標油圧になるように、オイルポンプ36の吐出量を制御する。
In the next step S7, it is determined whether or not the current oil pressure matches the target oil pressure read in step S6. When the determination in step S7 is NO, the process proceeds to step S8, an output signal in which the target duty ratio is changed by a predetermined ratio is output to the
一方、ステップS7の判定がYESであるときには、ステップS9に進んで、エンジン負荷、エンジン回転速度及び油温を検出し、次のステップS10で、エンジン負荷、エンジン回転速度及び油温が変わったか否かを判定する。 On the other hand, when the determination in step S7 is YES, the process proceeds to step S9 to detect the engine load, the engine speed and the oil temperature, and whether or not the engine load, the engine speed and the oil temperature have changed in the next step S10. Determine whether.
ステップS10の判定がYESであるときには、上記ステップS2に戻る一方、ステップS10の判定がNOであるときには、上記ステップS5に戻る。尚、上述の流量制御は、エンジン2が停止するまで継続される。
When the determination in step S10 is YES, the process returns to step S2. On the other hand, when the determination in step S10 is NO, the process returns to step S5. The above flow rate control is continued until the
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。
The flow rate control of the
続いて、図16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。
Subsequently, an operation of controlling the number of cylinders by the
まず、ステップS11で、エンジン2の運転状態を把握するために、各種センサより検出情報を読み込んで、エンジン負荷、エンジン回転速度、水温等を検出する。
First, in step S11, in order to grasp the operating state of the
次のステップS12で、その読み込んだエンジン負荷、エンジン回転速度及び水温に基づいて、現在のエンジン2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。
In the next step S12, based on the read engine load, engine speed and water temperature, whether or not the current operation state of the
上記ステップS12の判定がNOであるときには、ステップS13に進んで、4気筒運転(全気筒運転)を行う。その際、各気筒において、後述のステップS14〜S16と同様の動作を行って、カム角センサ74より読み込んだ現在のカム角に対応するVVT32,33の現在の位相角を、エンジン2の運転状態に応じて設定した目標の位相角になるように、吸気側及び排気側第1方向切替弁34,35を作動させる。
When the determination in step S12 is NO, the process proceeds to step S13 to perform a four cylinder operation (all cylinder operation). At this time, in each cylinder, the same operation as in steps S14 to S16 described later is performed, and the current phase angle of the
一方、上記ステップS12の判定がYESであるときには、ステップS14に進んで、吸気側及び排気側第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。
On the other hand, when the determination in step S12 is YES, the process proceeds to step S14 to operate the intake-side and exhaust-side first
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の現在の位相角が、目標の位相角となっているか否かを判定する。
In the next step S16, it is determined whether or not the current phase angle of the
上記ステップS16の判定がNOであるときには、上記ステップS15に戻る。すなわち、現在の位相角が目標の位相角になるまで、吸気側及び排気側第2方向切替弁46,47の作動を禁止する。
When the determination in step S16 is NO, the process returns to step S15. That is, the operation of the intake side and exhaust side second
上記ステップS16の判定がYESであるときには、ステップS17に進んで、吸気側及び排気側第2方向切替弁46,47を作動させて、2気筒運転(減気筒運転)を行う。
When the determination in step S16 is YES, the process proceeds to step S17 to operate the intake side and exhaust side second
ここで、エンジン2の減気筒運転時に、VVT32(及び/又はVVT33)の位相角の変更要求があって、VVT32,33が作動すると、その進角作動室207及び遅角作動室208にオイルがそれぞれ供給されてエンジン2におけるオイル消費量が増大し、オイルポンプ36からの供給油圧(図17では、「オイルポンプ油圧」と記載)の低下が発生する(図17の破線を参照)。この低下量は、VVT32,33の作動速度に比例する。そのため、エンジン2の全気筒運転時のようにVVT32,33の作動速度が速いと、オイルポンプ36からの供給油圧が、エンジン2の減気筒運転が維持可能な弁停止機構25bの要求油圧(図17では、「弁停止要求油圧」と記載)よりも小さくなって減気筒運転を維持できず、全気筒運転に戻す必要がある。この課題は、エンジン2の減気筒運転時において、VVT32,33が同時に作動するときに顕著となる。
Here, during the reduced cylinder operation of the
そこで、本実施形態では、エンジン2の減気筒運転時において、VVT32(及び/又はVVT33)の作動時に、油圧センサ70による検出油圧(オイルポンプ36からの供給油圧)が弁停止要求油圧以上になるように、VVT32,33の作動速度を制限するようになっている。
Therefore, in this embodiment, when the VVT 32 (and / or VVT 33) is operated during the reduced-cylinder operation of the
以下、上記減気筒運転時のVVT32,33の作動速度制限制御について、図17を参照して詳細に説明する。
Hereinafter, the operation speed limit control of the
図17は、エンジン回転速度、作動気筒数、オイルポンプ36からの供給油圧及びVVT32,33の位相角の時間変化を示すタイムチャートである。
FIG. 17 is a time chart showing temporal changes in the engine speed, the number of operating cylinders, the hydraulic pressure supplied from the
コントローラ100は、エンジン2の減気筒運転時に、油圧センサ70による検出油圧(オイルポンプ36の目標油圧)が弁停止要求油圧以上の目標油圧になるように、オイルポンプ36のオイル吐出量を制御する。
The
また、コントローラ100は、エンジン2の減気筒運転時において、VVT32(及び/又はVVT33)の作動時に、油圧センサ70による検出油圧を弁停止要求油圧以上にすべく、VVT32,33の進角作動室207及び遅角作動室208へのオイル供給速度(単位時間当たりのオイル供給量)がエンジン2の全気筒運転時よりも遅くなるように吸気側及び排気側第1方向切替弁34,35を制御して、VVT32,33の作動速度を全気筒運転時よりも制限する(図17の実線を参照)。
In addition, the
上記コントローラ100による減気筒運転時のVVT32,33の作動速度制限制御動作について、図18のフローチャートに基づいて説明する。
The operation speed limit control operation of the
まず、ステップS21で、エンジン2の運転状態を把握するために、各種センサより検出情報を読み込んで、エンジン負荷、エンジン回転速度、油温、VVT32,33の位相角等を検出する。
First, in step S21, in order to grasp the operating state of the
次のステップS22では、VVT32,33の現在の位相角が、目標の位相角となっているか否かを判定する。上記ステップS22の判定がYESであるときには、本制御動作を終了する。一方、上記ステップS22の判定がNOであるときには、ステップS23に進んで、現在、2気筒運転(減気筒運転)を行っているか、4気筒運転(全気筒運転)を行っているかを判定する。
In the next step S22, it is determined whether or not the current phase angle of the
上記ステップS23の判定が4気筒運転であるときには、ステップS24に進んで、吸気側及び排気側第1方向切替弁34,35を作動させて、VVT32,33を作動させる。このときには、VVT32,33の作動速度を制限しない。しかる後にステップS21に戻る。すなわち、エンジン負荷、エンジン回転速度、油温、VVT32,33の位相角等を検出して、次のステップS22で、VVT32,33の現在の位相角が、目標の位相角となっているか否かを判定する。
When the determination in step S23 is the four-cylinder operation, the process proceeds to step S24, and the intake side and exhaust side first
上記ステップS23の判定が2気筒運転であるときには、ステップS25に進んで、吸気側及び排気側第1方向切替弁34,35を作動させて、VVT32,33を作動させる。このときには、油圧センサ70による検出油圧を弁停止機構25bの要求油圧以上にすべく、VVT32,33の進角作動室207及び遅角作動室208へのオイル供給速度がエンジン2の全気筒運転時よりも遅くなるように吸気側及び排気側第1方向切替弁34,35を制御して、VVT32,33の作動速度を全気筒運転時よりも制限する。しかる後にステップS21に戻る。すなわち、エンジン負荷、エンジン回転速度、油温、VVT32,33の位相角等を検出して、次のステップS22で、VVT32,33の現在の位相角が、目標の位相角となっているか否かを判定する。
When the determination in step S23 is the two-cylinder operation, the process proceeds to step S25 to operate the intake side and exhaust side first
−効果−
以上により、本実施形態によれば、コントローラ100が、エンジン2の減気筒運転時において、VVT32,33の作動時に、油圧センサ70による検出油圧(オイルポンプ36からの供給油圧)が、第1及び第4気筒の吸排気弁14,15の開閉動作の停止が維持可能な弁停止機構25bの要求油圧以上になるように、VVT32,33の作動速度を制限するので、オイルポンプ36からの供給油圧が弁停止機構25bの要求油圧よりも小さくならない。このため、減気筒運転時において、VVT32,33の作動時に、減気筒運転を維持することができる。
-Effect-
By the above, according to this embodiment, the
また、コントローラ100が、エンジン2の減気筒運転時に、油圧センサ70による検出油圧が弁停止機構25bの要求油圧以上の目標油圧になるように、オイルポンプ36のオイル吐出量を制御するので、オイルポンプ36の制御により弁停止機構25bの要求油圧を確保することができる。
Further, the
そして、コントローラ100が、エンジン2の減気筒運転時において、VVT32,33の作動時に、油圧センサ70による検出油圧を弁停止機構25bの要求油圧以上にすべく、進角作動室207及び遅角作動室208への供給油圧速度が遅くなるように吸気側及び排気側第1方向切替弁34,35を制御して、VVT32,33の作動速度を制限するので、オイルポンプ36からの供給油圧が弁停止機構25bの要求油圧よりも小さくならない。このため、減気筒運転時において、VVT32,33の作動時に、吸気側及び排気側第1方向切替弁34,35の制御により減気筒運転を維持することができる。
Then, the
また、弁停止機構25bが、エンジン2における第1及び第4気筒のスイングアーム20,21に設けられたピボット機構25aを固定するためのロックピン252を油圧の供給によりロック解除することにより、弁停止状態とするロック機構250を有している。そして、コントローラ100が、ロック機構250への供給油圧を制御する吸気側及び排気側第2方向切替弁46,47を制御する。このため、吸気側及び排気側第2方向切替弁46,47の制御によりロックピン252をロック解除してエンジン2の減気筒運転を行うことができる。
Further, the
(その他の実施形態)
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。
(Other embodiments)
The present invention is not limited to the embodiment described above, and can be substituted without departing from the spirit of the claims.
例えば、上記実施形態では、吸気側及び排気側の可変バルブタイミング機構として、油圧作動式の可変バルブタイミング機構を用いているが、これに代えて、吸気側又は排気側の可変バルブタイミング機構として、モータ駆動の電動可変バルブタイミング機構を用い、この電動可変バルブタイミング機構を制御して目標の位相角になるようにしてもよい。 For example, in the above embodiment, a hydraulically operated variable valve timing mechanism is used as the variable valve timing mechanism on the intake side and the exhaust side, but instead, as a variable valve timing mechanism on the intake side or the exhaust side, A motor-driven electric variable valve timing mechanism may be used, and this electric variable valve timing mechanism may be controlled to achieve a target phase angle.
また、上記実施形態では、オイルポンプとして、エンジン2で駆動される可変容量型オイルポンプを用いているが、これに代えて、モータ駆動の電動オイルポンプを用い、この電動オイルポンプの回転数を制御して目標油圧になるようにオイル吐出量を制御するポンプ制御装置を備えるようにしてもよい。この場合、オイル吐出量は、所定容量を吐出する電動オイルポンプの回転数により算出することができる。
In the above embodiment, a variable displacement oil pump driven by the
上述の実施形態は単なる例示に過ぎず、本発明の範囲を限定的に解釈してはならない。本発明の範囲は請求の範囲によって定義され、請求の範囲の均等範囲に属する変形や変更は、全て本発明の範囲内のものである。 The above-described embodiments are merely examples, and the scope of the present invention should not be interpreted in a limited manner. The scope of the present invention is defined by the scope of the claims, and all modifications and changes belonging to the equivalent scope of the claims are within the scope of the present invention.
本発明は、油圧の供給によりカム軸のクランク軸に対する位相角を変化させるための進角作動室及び遅角作動室を有する油圧作動式の可変バルブタイミング機構と、エンジンにおける全気筒の一部の作動を油圧の供給により休止させることにより、エンジンの減気筒運転を実行する油圧作動式の弁停止機構とを備えたエンジンの制御装置に有用である。 The present invention provides a hydraulically operated variable valve timing mechanism having an advance working chamber and a retard working chamber for changing a phase angle of a camshaft with respect to a crankshaft by supplying hydraulic pressure, and a part of all cylinders in an engine. The present invention is useful for an engine control device that includes a hydraulically operated valve stop mechanism that performs reduced-cylinder operation of an engine by stopping operation by supplying hydraulic pressure.
2 エンジン
9 クランク軸
14 吸気弁
15 排気弁
18 吸気側のカム軸
19 排気側のカム軸
25 弁停止機構付き油圧ラッシュアジャスタ
25a ピボット機構
25b 弁停止機構(油圧作動装置)
32 吸気側の可変バルブタイミング機構(油圧作動装置)
33 排気側の可変バルブタイミング機構(油圧作動装置)
34 吸気側第1方向切替弁(油圧制御弁)
35 排気側第1方向切替弁(油圧制御弁)
36 可変容量型オイルポンプ(オイルポンプ)(可変オイルポンプ)
46 吸気側第2方向切替弁(第2油圧制御弁)
47 排気側第2方向切替弁(第2油圧制御弁)
70 油圧センサ
100 コントローラ(速度制御装置)(ポンプ制御装置)(制御手段)
250 ロック機構
252 ロックピン(ロック部材)
2
32 Intake side variable valve timing mechanism (hydraulic actuator)
33 Exhaust variable valve timing mechanism (hydraulic actuator)
34 Intake side first direction switching valve (hydraulic control valve)
35 Exhaust side first direction switching valve (hydraulic control valve)
36 Variable displacement oil pump (oil pump) (variable oil pump)
46 Intake side second direction switching valve (second hydraulic control valve)
47 Exhaust side second direction switching valve (second hydraulic control valve)
70
250
Claims (5)
上記エンジンの減気筒運転時において、上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角を変化させるための上記可変バルブタイミング機構の作動時に、上記オイルポンプからの供給油圧が、上記弁の開閉動作の停止が維持可能な上記弁停止機構の要求油圧以上になるように、上記可変バルブタイミング機構の作動速度を制限する速度制御装置を備えていることを特徴とするエンジンの制御装置。 The engine is partitioned by an engine capable of executing a reduced cylinder operation in which the operation of some of the cylinders is stopped, a housing that rotates in conjunction with the crankshaft of the engine , and a vane body that rotates integrally with the camshaft. advancing a variable valve timing mechanism for a hydraulically operated having an operating chamber and the retarded angle hydraulic chamber, the upper Symbol part cylinder during the reduced cylinder operation of the engine for varying the phase angle relative to the crank shaft of the cam shaft by a supply supplying an oil pressure actuated valve stop mechanism opening and closing operations Ru was locked stop the supply of the hydraulic valve, the oil via a hydraulic path to the hydraulic actuating device including the variable valve timing mechanism and the valve stop mechanism in the engine of An engine control device comprising an oil pump
When the variable valve timing mechanism for changing the phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft is operated during the reduced cylinder operation of the engine, the hydraulic pressure supplied from the oil pump is used to stop the opening and closing operation of the valve. An engine control device comprising a speed control device for limiting an operating speed of the variable valve timing mechanism so as to be equal to or higher than a required oil pressure of the valve stop mechanism that can be maintained .
上記オイルポンプは、可変オイルポンプであり、
上記オイルポンプからの供給油圧としての上記油圧経路の油圧を検出する油圧センサと、
上記油圧センサによる検出油圧が、上記エンジンの運転状態に応じて予め設定された目標油圧になるように、上記可変オイルポンプのオイル吐出量を制御するポンプ制御装置と、上記進角作動室及び遅角作動室への供給油圧を制御する油圧制御弁とを更に備え、
上記ポンプ制御装置は、上記エンジンの減気筒運転時に、上記油圧センサによる検出油圧が上記弁停止機構の要求油圧以上の目標油圧になるように、上記可変オイルポンプのオイル吐出量を制御するように構成され、
上記速度制御装置は、上記エンジンの減気筒運転時において、上記カム軸の上記クランク軸に対する位相角を変化させるための上記可変バルブタイミング機構の作動時に、上記油圧センサによる検出油圧を上記弁停止機構の要求油圧以上にすべく、上記進角作動室及び遅角作動室への供給油圧速度が遅くなるように上記油圧制御弁を制御して、上記可変バルブタイミング機構の作動速度を制限するように構成されていることを特徴とするエンジンの制御装置。 The engine control device according to claim 1,
The oil pump is a variable oil pump,
A hydraulic pressure sensor for detecting the hydraulic pressure of the hydraulic path as the hydraulic pressure supplied from the oil pump;
A pump control device for controlling the oil discharge amount of the variable oil pump, the advance angle working chamber and the delay time so that the detected oil pressure by the oil pressure sensor becomes a target oil pressure set in advance according to the operating state of the engine; A hydraulic control valve for controlling the hydraulic pressure supplied to the corner working chamber;
The pump control device controls the oil discharge amount of the variable oil pump so that the detected oil pressure by the oil pressure sensor becomes a target oil pressure that is equal to or higher than the required oil pressure of the valve stop mechanism during the reduced cylinder operation of the engine. Configured,
When the variable valve timing mechanism for changing the phase angle of the camshaft with respect to the crankshaft is actuated during the reduced cylinder operation of the engine, the speed control device detects the hydraulic pressure detected by the hydraulic sensor as the valve stop mechanism. The hydraulic control valve is controlled so that the hydraulic pressure supplied to the advance working chamber and the retard working chamber becomes slower so as to limit the operating speed of the variable valve timing mechanism so as to exceed the required hydraulic pressure. An engine control device characterized by being configured.
上記弁停止機構は、上記エンジンにおける上記一部気筒のスイングアームに設けられたピボット機構を固定するためのロック部材を油圧の供給によりロック解除することにより、弁停止状態とするロック機構を有し、
上記ロック機構への供給油圧を制御する第2油圧制御弁と、
上記第2油圧制御弁を制御する制御手段とを更に備えていることを特徴とするエンジンの制御装置。 The engine control apparatus according to claim 1 or 2,
The valve stop mechanism, by releasing the locking by the hydraulic pressure supply of the locking member for fixing a pivot mechanism provided in the swing arm of the part-cylinder in the engine, having a locking mechanism for the valve stopped state ,
A second hydraulic control valve for controlling the hydraulic pressure supplied to the lock mechanism;
A control device for an engine, further comprising control means for controlling the second hydraulic control valve.
上記エンジンの減気筒運転時において、上記可変バルブタイミング機構の作動時に、上記オイルポンプからの供給油圧が、上記弁の開閉動作の停止が維持可能な上記弁停止機構の要求油圧以上になるように、上記可変バルブタイミング機構の作動速度を制限する速度制御装置を備えていることを特徴とするエンジンの制御装置。During the reduced cylinder operation of the engine, when the variable valve timing mechanism is operated, the hydraulic pressure supplied from the oil pump is equal to or higher than the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism capable of maintaining stoppage of the valve opening / closing operation. An engine control device comprising a speed control device for limiting an operating speed of the variable valve timing mechanism.
上記エンジンの減気筒運転時において、上記可変バルブタイミング機構の作動時に、上記オイルポンプからの供給油圧が、上記弁の開閉動作の停止が維持可能な上記弁停止機構の要求油圧以上になるように、上記可変バルブタイミング機構の作動速度を上記エンジンの全気筒運転時よりも遅くする速度制御装置を備えていることを特徴とするエンジンの制御装置。During the reduced cylinder operation of the engine, when the variable valve timing mechanism is operated, the hydraulic pressure supplied from the oil pump is equal to or higher than the required hydraulic pressure of the valve stop mechanism capable of maintaining stoppage of the valve opening / closing operation. An engine control device comprising: a speed control device for making the operating speed of the variable valve timing mechanism slower than that during operation of all cylinders of the engine.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2014072521A JP6160539B2 (en) | 2014-03-31 | 2014-03-31 | Engine control device |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2014072521A JP6160539B2 (en) | 2014-03-31 | 2014-03-31 | Engine control device |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2015194132A JP2015194132A (en) | 2015-11-05 |
JP6160539B2 true JP6160539B2 (en) | 2017-07-12 |
Family
ID=54433370
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2014072521A Active JP6160539B2 (en) | 2014-03-31 | 2014-03-31 | Engine control device |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP6160539B2 (en) |
Families Citing this family (7)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
GB2548108B (en) * | 2016-03-07 | 2018-07-18 | Ford Global Tech Llc | Method of controlling a vehicle |
JP6296119B2 (en) | 2016-08-24 | 2018-03-20 | マツダ株式会社 | Engine hydraulic control system |
CN109863287A (en) * | 2016-10-28 | 2019-06-07 | 马自达汽车株式会社 | The control device of the engine of belt variable valve timing mechanism |
US10787938B2 (en) | 2016-10-28 | 2020-09-29 | Mazda Motor Corporation | Engine with variable valve timing mechanism |
JP6350635B2 (en) * | 2016-10-28 | 2018-07-04 | マツダ株式会社 | Engine control device with variable valve timing mechanism |
JP6460140B2 (en) * | 2017-03-15 | 2019-01-30 | マツダ株式会社 | Engine control apparatus and control method |
WO2018173990A1 (en) * | 2017-03-23 | 2018-09-27 | マツダ株式会社 | Engine control device |
Family Cites Families (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP4075448B2 (en) * | 2002-05-07 | 2008-04-16 | 日産自動車株式会社 | Hydraulic control device for internal combustion engine |
JP4265336B2 (en) * | 2003-08-06 | 2009-05-20 | トヨタ自動車株式会社 | VALVE DRIVE SYSTEM AND METHOD FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINE AND POWER OUTPUT DEVICE |
JP2010001750A (en) * | 2008-06-18 | 2010-01-07 | Toyota Motor Corp | Control device for internal combustion engine |
JP5251685B2 (en) * | 2009-04-01 | 2013-07-31 | トヨタ自動車株式会社 | Control device for internal combustion engine |
JP2012225171A (en) * | 2011-04-15 | 2012-11-15 | Toyota Motor Corp | Valve timing control device of internal combustion engine |
-
2014
- 2014-03-31 JP JP2014072521A patent/JP6160539B2/en active Active
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2015194132A (en) | 2015-11-05 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP6163831B2 (en) | Engine oil supply device | |
JP6160539B2 (en) | Engine control device | |
JP6052205B2 (en) | Engine valve timing control device | |
JP6123575B2 (en) | Multi-cylinder engine controller | |
JP6217236B2 (en) | Control device and control method for multi-cylinder engine | |
JP6213064B2 (en) | Engine control device | |
JP5966999B2 (en) | Multi-cylinder engine controller | |
JP6187416B2 (en) | Engine oil supply device | |
JP2015194131A (en) | Engine control device | |
JP6094430B2 (en) | Engine control device | |
JP6123726B2 (en) | Engine control device | |
JP6787405B2 (en) | Engine with variable valve timing mechanism | |
WO2018078815A1 (en) | Control device of engine with variable valve timing mechanism | |
JP6156182B2 (en) | Multi-cylinder engine controller | |
JP6020307B2 (en) | Multi-cylinder engine controller | |
JP6146341B2 (en) | Engine valve timing control device | |
JP6149761B2 (en) | Engine valve timing control device | |
JP6315061B1 (en) | Automotive engine with variable valve timing mechanism | |
JP6315062B1 (en) | Engine control device with variable valve timing mechanism | |
JP6350635B2 (en) | Engine control device with variable valve timing mechanism |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20160225 |
|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20161027 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20161108 |
|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20161226 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20170516 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20170529 |
|
R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 6160539 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |