JP6315061B1 - 可変バルブタイミング機構付き自動車用エンジン - Google Patents

Abstract

【課題】減気筒運転からそのトルク要求が異なる運転領域に移行する際のＶＶＴ機構の作動時におけるポンピングロスを低減できるようにする。【解決手段】自動車用エンジンは、吸排気バルブの開弁及び閉弁タイミングを共に同一方向に変化させる可変バルブタイミング機構を備えると共に、エンジンの部分負荷域で燃焼させる稼働気筒を減筒する。該エンジンは、回転速度ごとに平坦路を所定の速度で走行できるＲ／Ｌラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において減気筒運転が可能となるように、少なくとも排気バルブの開閉タイミングを遅角側に設定される。減気筒運転からトルクの要求が低い運転領域又は高い運転領域に移行する際には、該エンジンは、吸排気バルブのバルブタイミングを進角すると共に、該減気筒運転から移行する過渡期においては、排気バルブの進角作動速度を吸気バルブの進角作動速度よりも遅くする。【選択図】図１２

Description

本発明は、可変バルブタイミング機構付き自動車用エンジンに関する。

下記の特許文献１には、所定の油圧により、休止気筒の動弁系を実質的に不作動（ロストモーション）とする弁停止機構と、油圧式の可変バルブタイミング（Variable Valve Timing：ＶＶＴ）機構とを備えた自動車用エンジンにおいて、該ＶＶＴ機構における作動油圧を制限して、休止気筒の不作動油圧を確保する構成が記載されている。ここでは、休止気筒の不作動油圧を確保するために、ＶＶＴ機構の油圧の高さを制限することにより、該ＶＶＴ機構の動作速度が進角方向及び遅角方向の双方で遅くなることが示されている。

特開２０１５−１９４１３２号公報

本願発明者らは、種々検討の結果、例えば、平坦路を一定の速度で走行できるエンジントルクラインであるロードロード（Road Load：Ｒ／Ｌ）ラインのように、ＶＶＴ機構において遅角量が相対的に大きいことによる燃費が良好な状態から、より燃費が悪い状態（例えば、高負荷状態）に移行する際の過渡期にも、燃費の改善ができるという知見を得ている。すなわち、例えば、低負荷での減気筒運転から、高負荷での全気筒運転に移行する過渡期において、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量の減少を抑制することにより、ポンピングロス（ポンプ損失）が減少して、燃費が良好となるというものである。

本発明は、減気筒運転からそのトルク要求が異なる運転領域に移行する際のＶＶＴ機構の作動時におけるポンピングロスを低減できるようにして燃費の向上を図ることを目的とする。

前記の目的を達成するため、本発明は、減気筒運転から、そのトルク要求が異なる他の運転領域に移行する際は、各バルブタイミングを進角すると共に、減気筒運転から移行する過渡期においては、排気バルブの進角作動速度を吸気バルブの進角作動速度よりも遅くする構成とする。

具体的に、本発明は、可変バルブタイミング機構付き自動車用エンジンを対象とし、次のような解決手段を講じた。

すなわち、第１の発明は、吸気バルブ並びに排気バルブの開弁及び閉弁タイミングを共に同一方向に変化させる可変バルブタイミング機構を備えると共に、エンジンの部分負荷域で燃焼させる稼働気筒を減筒する自動車用エンジンであって、エンジンの回転速度ごとに、平坦路を所定の速度で走行できるエンジントルクラインであるＲ／Ｌラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において減気筒運転が可能となるように、少なくとも排気バルブの開閉タイミングを遅角側に設定し、減気筒運転からトルクの要求が低い運転領域又はトルクの要求が高い運転領域に移行する際には、吸気バルブ及び排気バルブのバルブタイミングを進角すると共に、該減気筒運転から移行する過渡期においては、排気バルブの進角作動速度を吸気バルブの進角作動速度よりも遅くする。

これによれば、Ｒ／Ｌラインから高めのトルクでも減気筒運転が可能となるように、高膨張比を確保できる遅開きのバルブタイミングとしている。さらに、少なくとも排気バルブの遅閉じにより、ポンピングロスが減少する。その上、減気筒運転から運転領域を移行する過渡期においても、排気バルブの進角側への作動速度を吸気バルブの進角作動速度よりも遅くすることにより、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を十分に確保することができる。このため、可変バルブタイミング機構の作動中の過渡期におけるポンピングロスを低減することができる。その結果、減気筒運転からの移行時においても燃費を改善することができる。

第２の発明は、上記第１の発明において、減気筒運転における低負荷側では、排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定することにより、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を少なくしてもよい。

これによれば、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量が小さいことにより、燃焼の安定性を確保することができる。

第３の発明は、上記第１又は第２の発明において、高負荷側では、排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定してもよい。

これによれば、排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定することにより、排気損失を低減することができる。

第４の発明は、上記第３の発明において、高負荷側では、排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定することにより、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を少なくしてもよい。

これによれば、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量が少ないことにより、エンジントルクが向上する。

本発明によれば、減気筒運転からそのトルク要求が異なる運転領域に移行する際のＶＶＴ機構の作動時におけるポンピングロスを低減して燃費の向上を図ることができる。

図１は本発明の一実施形態に係るエンジンの制御装置における油圧式の可変バルブタイミング機構が設けられたエンジンの部分的な概略構成を示す断面図である。 図２（ａ）〜図２（ｃ）は一実施形態に係る油圧式のバルブ停止機構の構成及び作動状態を示す断面図である。 図３は一実施形態に係る排気用の可変バルブタイミング機構であって、ロック機構によりベーン体（カム軸）が最進角位置に保持された状態でのカム軸に垂直な方向を示す断面図である。 図４は一実施形態に係る排気用の可変バルブタイミング機構であって、ロック機構が解除されてベーン体（カム軸）が最遅角位置に保持された状態でのカム軸に垂直な方向を示す断面図である。 図５の右図は図３のＶ−Ｖ線における断面図であり、図５の左図は油圧制御バルブを示す断面図である。 図６は一実施形態に係るエンジンのオイル供給装置の構成を示す概略図である。 図７は一実施形態に係る、電動式で吸気用の可変バルブタイミング機構と油圧式で排気用の可変バルブタイミング機構とを示すエンジンの模式的な側面図である。 図８は一実施形態に係る、各カム軸に固定された、電動式で吸気用の可変バルブタイミング機構と油圧式で排気用の可変バルブタイミング機構とを示す部分的な斜視図である。 図９は図８のIX−IX線における断面図である。 図１０は一実施形態に係るエンジンの減気筒運転中の給気バルブ及び排気バルブのバルブタイミングを示す模式的なグラフである。 図１１は一実施形態に係るエンジンの減気筒運転領域及び全気筒運転領域におけるエンジン回転数と負荷との関係を示す模式的なグラフである。 図１２は一実施形態に係るエンジンの減気筒運転から全気筒運転に移行する過渡期における吸気バルブ及び排気バルブのバルブタイミングを示す模式的なグラフである。 図１３は一実施形態に係る減気筒運転中におけるエンジンの回転数ごとの空気充填効率と排気用ＶＶＴの遅角量との関係を示すＶＶＴマップである。 図１４は一実施形態に係る全気筒運転中におけるエンジンの回転数ごとの空気充填効率と排気用ＶＶＴの遅角量との関係を示すＶＶＴマップである。 図１５は一実施形態に係るエンジンの空気充填効率と給気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量との関係を示すグラフである。 図１６は一実施形態に係る排気用の可変バルブタイミング機構の作動速度の制御方法を示す制御ブロック図である。 図１７は一実施形態に係る排気用の可変バルブタイミング機構の作動速度（制限速度）と油温との関係を示すグラフである。 図１８は一実施形態に係る排気用の可変バルブタイミング機構の作動速度（制限速度）及び油圧と油温との関係を示すグラフである。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。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、その適用物又はその用途を制限することを意図しない。

（一実施形態）
本発明の一実施形態について図面を参照しながら説明する。

図１は本発明の一実施形態に係るエンジンの制御装置における油圧作動式の可変バルブタイミング（ＶＶＴ）機構が設けられたエンジンを示している。

（エンジンの構成）
図１に示すように、エンジン２は、例えば、第１気筒から第４気筒が図１の紙面に垂直な方向に直列に順次配置された直列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、ヘッドカバー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６を参照。）が上下に連結されている。また、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内をそれぞれに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とは、コネクティングロッド１０によって連結されている。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が気筒ごとに形成されている。

シリンダヘッド４には、燃焼室１１にそれぞれ開口する吸気ポート１２及び排気ポート１３が設けられている。該吸気ポート１２及び排気ポート１３には、それぞれを開閉する吸気バルブ１４及び排気バルブ１５が配設されている。該吸気バルブ１４及び排気バルブ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の上方）に付勢されており、それぞれ回転するカム軸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のほぼ中央部に回転自在に設けられたカムフォロア２０ａ、２１ａが下方に押される。スイングアーム２０、２１は、それぞれの一端側に設けられたピボット機構２５ａの頂部を支点として揺動することにより、各スイングアーム２０、２１の他端部において、吸気バルブ１４及び排気バルブ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。

エンジン２の気筒列方向の中央部に位置する第２気筒及び第３気筒のスイングアーム２０、２１におけるピボット機構（後述するＨＬＡ２５のピボット機構２５ａと同様の構成を採る。）として、油圧によりバルブクリアランスを自動的に０に調整する公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と呼ぶ。）が設けられている。なお、ＨＬＡ２４は、図６にのみ示す。

一方、エンジン２の気筒列方向の両端部に位置する第１気筒及び第４気筒のスイングアーム２０、２１に対しては、ピボット機構２５ａを有するバルブ停止機構付きＨＬＡ２５が設けられている。このバルブ停止機構付きＨＬＡ２５は、上記のＨＬＡ２４と同様にバルブクリアランスを自動的に０に調整可能に構成されている。これに加え、バルブ停止機構付きＨＬＡ２５は、エンジン２における全気筒の一部である第１気筒及び第４気筒の作動を休止させる減気筒運転時には、第１気筒及び第４気筒の吸排気バルブ１４、１５の作動を停止（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気筒及び第４気筒の吸排気バルブ１４、１５を作動（開閉動作）させるようにする。なお、第２気筒及び第３気筒の吸排気バルブ１４、１５は、減気筒運転時及び全気筒運転時の双方で作動する。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気筒及び第４気筒のみの吸排気バルブ１４、１５が作動を停止し、全気筒運転時には、全気筒の吸排気バルブ１４、１５が作動する。なお、減気筒運転及び全気筒運転は、後述するように、エンジン２の運転状態に応じて適宜切り替えられる。

シリンダヘッド４における第１及び第４気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、上記のバルブ停止機構付き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気筒及び第３気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、上記のＨＬＡ２４の下端部を挿入して装着するための、装着穴２６、２７と同様の装着穴がそれぞれ設けられている。さらに、シリンダヘッド４には、バルブ停止機構付きＨＬＡ２５用の装着穴２６、２７にそれぞれ連通する２つずつの油路（６１、６３）、（６２、６４）が穿設されている。バルブ停止機構付きＨＬＡ２５が装着穴２６、２７に嵌合された状態で、各油路６１、６２は、バルブ停止機構付きＨＬＡ２５におけるバルブ停止機構２５ｂ（図２（ａ）〜図２（ｃ）を参照。）を作動させる油圧（作動圧）を供給するように構成されている。一方、油路６３、６４は、バルブ停止機構付きＨＬＡ２５のピボット機構２５ａがバルブクリアランスを自動的に０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。なお、ＨＬＡ２４用の装着穴には、油路６３、６４のみが連通している。各油路６１〜６４については、図６により後に詳述する。

シリンダブロック５には、シリンダボア７の排気側の側壁内を気筒列方向に延びるメインギャラリ５４が設けられている。メインギャラリ５４の下側の近傍には、該メインギャラリ５４と連通するピストン冷却用のオイルジェット２８（オイル噴射バルブ）が各ピストン８に設けられている。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、該ノズル部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、単にオイルと呼ぶ。）を噴射するように構成されている。

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がそれぞれ設けられている。潤滑用のオイルが、オイルシャワー２９、３０から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及びカムフォロア２０ａ、２１ａ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１つであるバルブ停止機構２５ｂについて説明する。バルブ停止機構２５ｂは、エンジン２における全気筒の一部である第１気筒及び第４気筒の吸排気バルブ１４、１５のうち少なくとも一方のバルブ（本実施形態では、両方のバルブ）をエンジン２の運転状態に応じて油圧の作動により作動を停止する。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際には、バルブ停止機構２５ｂによって第１気筒及び第４気筒の各吸排気バルブ１４、１５の開閉動作が停止する。また、全気筒運転に切り替えられた際には、バルブ停止機構２５ｂによるバルブの作動が停止しなくなって、第１気筒及び第４気筒の各吸排気バルブ１４、１５の開閉動作が行われる。

上記したバルブ停止機構２５ｂは、バルブ停止機構付きＨＬＡ２５に設けられている。すなわち、バルブ停止機構付きＨＬＡ２５は、ピボット機構２５ａとバルブ停止機構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０に調整する、公知のＨＬＡ２４のピボット機構と実質的に同一の構成である。

バルブ停止機構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。該ロック機構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により径方向の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。

上記の両ロックピン２５２が外筒２５１の貫通孔２５１ａに嵌合している場合には、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。この場合には、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の回転によりそのカム部１８ａ、１９ａがカムフォロア２０ａ、２１ａを下方に押すと、吸排気バルブ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。このように、第１気筒及び第４気筒において、ロックピン２５２がバルブ停止機構２５ｂを貫通孔２５１ａに嵌合した状態とすることにより、エンジン２は全気筒運転を行うことができる。

一方、図２（ｂ）及び図２（ｃ）に示すように、作動油圧によって上記の両ロックピン２５２の外側端面が押圧されると、スプリング２５３の付勢力に抗して、両ロックピン２５２が互いに接近するように外筒２５１の径方向の内側に後退する。その結果、両ロックピン２５２が外筒２５１の貫通孔２５１ａから抜けるので、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してバルブ停止状態となる。

すなわち、吸排気バルブ１４、１５を上方に付勢するリターンスプリング１６、１７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。これにより、カム軸１８、１９の回転により各カム部１８ａ、１９ａがカムフォロア２０ａ、２１ａをそれぞれ下方に押すと、吸排気バルブ１４、１５の頂部が各スイングアーム２０、２１の揺動の支点となる。その結果、吸排気バルブ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。従って、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により、減気筒運転を行うことができる。

（油圧式排気ＶＶＴ機構）
図３〜図５は油圧作動装置の１つである排気用の可変バルブタイミング（ＶＶＴ）機構３３（以下、単にＶＶＴ３３と呼ぶ。）を示している。なお、図５には、該ＶＶＴ３３の動作を油圧により制御する油圧制御バルブ（Oil Control Valve）１１０も図示している。

図３〜図５に示すように、ＶＶＴ３３は、ほぼ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。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おり、クランク軸９と連動して回転する。ベーン体２０２は、締結ボルト２０５により、排気バルブ１５を開閉するカム軸１９と一体回転可能に連結されている。

ハウジング２０１の内部には、該ハウジング２０１の内周面とベーン体２０２の外周面に設けられた複数のベーン２０２ａとによって区画された複数の進角作動室２０７及び遅角作動室２０８がそれぞれ形成されている。進角作動室２０７及び遅角作動室２０８は、図５及び図６に示すように、それぞれ進角側油路２１１及び遅角側油路２１２を介して、公知の油圧制御バルブ１１０としての排気側第１方向切替バルブ３５と接続されている。該排気側第１方向切替バルブ３５は、可変容量型オイルポンプ３６と接続されている。カム軸１９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がそれぞれ形成されている。

ここで、図３は、各進角側通路２１５を通して供給されたオイルにより、各ベーン２０２ａがカムプーリ２０３に対して、すなわちクランク軸９に対して、最進角位置に保持されている場合を示し、図４は、これとは逆に、各遅角側通路２１６を通して供給されたオイルにより、各ベーン２０２ａがカムプーリ２０３に対して最遅角位置に保持されている場合を示している。

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とそれぞれ接続されている。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とそれぞれ接続されている。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、且つ後述するロックピン２３１が嵌合する嵌合凹部２０２ｂの底面と接続されている（図５を参照。）。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つと接続される。なお、図４に示す遅角作動室２０８のうち、１つの遅角作動室２０８ａは遅角側通路２１６と連通しておらず、オイルの供給はなく、ベーン２０２ａに対する作動トルクは生じない。従って、遅角作動室２０８の室数は、進角作動室２０７の室数と比べて少ないため、作動に必要な油量も少なくなる。

図５に示すように、ＶＶＴ３３には、該ＶＶＴ３３の動作をロックするロック機構２３０が設けられている。該ロック機構２３０は、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。本実施形態では、この特定の位相角は最進角の位相角である。但し、最進角の位相角に限られず、どのような位相角であってもよい。

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に対する該ハウジング２０１の径方向の外側の部分には、ばねホルダ２３２が固定されている。このばねホルダ２３２とロックピン２３１との間には、該ロックピン２３１をハウジング２０１の径方向の内側に付勢するロックピン付勢ばね２３３が設けられている。上記の嵌合凹部２０２ｂがロックピン２３１と対向する位置にあるときには、ロックピン付勢ばね２３３によって、ロックピン２３１が嵌合凹部２０２ｂと嵌合してロック状態となる。これにより、ベーン体２０２がハウジング２０１に固定されて、カム軸１９のクランク軸９に対する位相角が固定される。

以上の構成により、排気側第１方向切替バルブ３５の制御によって、ＶＶＴ３３の進角作動室２０７及び遅角作動室２０８へのオイルの供給量を制御することができる。具体的には、排気側第１方向切替バルブ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３及び図４の矢印の方向）に回動して、排気バルブ１５の開時期が早くなり（図３を参照。）、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。

一方、排気側第１方向切替バルブ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、排気バルブ１５の開時期が遅くなる（図４を参照。）。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をロックピン付勢ばね２３３に抗してハウジング２０１の径方向の外側に押し出すことにより、ロックピン２３１によるロックを解除する。このとき、嵌合凹部２０２ｂと連通する遅角作動室２０８を除く遅角作動室２０８には既にオイルが充填されている。このため、ロック解除の直後に、排気側第１方向切替バルブ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により、排気バルブ１５の開時期を遅く（遅角）することができる。

なお、ＶＶＴ３３のロックピン２３１のロック解除には、ロックピン付勢ばね２３３の付勢力に打ち克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方向切替バルブ３５の制御によって得られる。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に供給することにより、ロックピン２３１のロック解除の直後にカム軸１９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方向切替バルブ３５の制御によって、排気バルブ１５の開弁位相の制御を行う。

また、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（すなわち、進角作動室２０７）には、少なくとも１つのアシストばね（圧縮コイルばね）（図示せず）が配設されている。該アシストばねは、ベーン体２０２を進角側に付勢して、該ベーン体２０２の進角側への移動をアシストする。これは、カム軸１９には、後述する燃料ポンプ８１及びバキュームポンプ８２（図６を参照。）の負荷が掛かっており、この負荷に打ち克ってベーン体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。

図５の左図に、油圧制御バルブ１１０により構成される排気側第１方向切替バルブ３５の構成の一例を示す。同左図に示すように、排気側第１方向切替バルブ３５は、筐体３５０内に保持されたコイル３５１と、該コイル３５１の内側に摺動可能に支持されたプランジャ３５２と、該プランジャ３５２の一方の端部に保持されたスプール弁３５４と、該スプール弁３５４を内部に摺動可能に支持するスリーブ３５５と、筐体３５０から突出して配設されたコネクタ３５９とを有している。

スリーブ３５５はカムキャップ（不図示）に保持されており、そのプランジャ３５２側の端部は筐体３５０に保持されている。スプール弁３５４におけるプランジャ３５２と反対側の端部とスリーブ３５５の底部との間には、スプール弁３５４にコイル３５１側に付勢力を与える付勢ばね３５６が配設されている。

スリーブ３５５の一側面には、オイルポンプ３６と接続された油路６８及びカムキャップに形成された開口部を介して供給されるオイルの供給口３５７ａが設けられている。スリーブ３５５の供給口３５７ａが設けられた当該側面には、オイルの排出口（ドレイン）３５７ｂ、３５７ｃが設けられている。

プランジャ３５２の他の側面には、進角側油路２１１及び遅角側油路２１２、並びにそれぞれに対応してカムキャップに形成された開口部を介して流通するオイルの流通口３５８ａ、３５８ｂが設けられている。

上記のコネクタ３５９にＯＣＶ駆動デューティ信号が入力されると、そのデューティ比に従って、スプール弁３５４がプランジャ３５２によって所定の位置に移動する。これにより、ＶＶＴ３３における進角作動室２０７又は遅角作動室２０８に流入する油量が決定される。

（オイル供給装置）
次に、図６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６に示すように、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、該オイルポンプ３６と接続され、オイルポンプ３６によって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。

給油路５０は、パイプ、シリンダヘッド４、及びシリンダブロック５等に穿設されたオイルの通路である。給油路５０は、第１連通路５１と、メインギャラリ５４と、第２連通路５２と、第３連通路５３と、複数の油路６１〜６９とから構成されている。

第１連通路５１は、オイルポンプ３６と連通され、該オイルポンプ３６から、詳細には後述する吐出口３６１ｂから、シリンダブロック５内の分岐点５４ａまで延びている。メインギャラリ５４は、シリンダブロック５内で気筒列方向に延びている。第２連通路５２は、メインギャラリ５４上の分岐点５４ｂからシリンダヘッド４まで延びている。第３連通路５３は、シリンダヘッド４内で吸気側と排気側との間をほぼ水平方向に延びている。複数の油路６１〜６９は、シリンダヘッド４内で第３連通路５３から分岐している。

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、ハウジング３６１と、駆動軸３６２と、ポンプ要素と、カムリング３６６と、スプリング３６７と、リング部材３６８とを有している。

ハウジング３６１は、一端側が開口するように形成され、且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側の開口を閉塞するカバー部材とから構成される。駆動軸３６２は、ハウジング３６１に回転自在に支持され、ポンプ収容室のほぼ中心部を貫通し、且つクランク軸９によって回転駆動される。ポンプ要素は、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き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から構成される。カムリング３６６は、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。スプリング３６７は、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。リング部材３６８は、ロータ３６３の内周側の両側部に摺動自在に配置され、ロータ３６３よりも小径の一対のリング状部材である。

また、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とを有している。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の外周面とによって画成された圧力室３６９が形成されており、該圧力室３６９にはそれに開口する導入孔３６９ａが設けられている。

このように、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により、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、該オイルポンプ３６の吐出容量が変化するように構成されている。

オイルポンプ３６の吸入口３６１ａには、オイルパン６に臨むオイルストレーナ３９が接続されている。オイルポンプ３６の吐出口３６１ｂと連通する第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内に貯留されたオイルは、オイルポンプ３６により、オイルストレーナ３９を通して汲み上げられ、その後、オイルフィルタ３７で濾過され、且つオイルクーラ３８で冷却された後、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、上述した、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とに接続されている。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に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に、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方向切替バルブ３５と接続されており、該排気側第１方向切替バルブ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、排気用の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、オイル供給部４５（図６の白抜き三角△を参照。）と、ＨＬＡ２４（図６の黒三角▲を参照。）と、バルブ停止機構付きＨＬＡ２５（図６の白抜き楕円を参照。）と、燃料ポンプ８１と、バキュームポンプ８２とに接続されている。オイル供給部４５は、排気側のカム軸１９のカムジャーナルにオイルを供給する。燃料ポンプ８１は、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バルブに高圧の燃料を供給する。バキュームポンプ８２は、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。該油路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と接続されており、該油路６６にもオイルが常時供給される。

第３連通路５３の分岐点５３ｃから分岐する油路６７には、該油路６７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におけるカムジャーナルのオイル供給部４４（図６の白抜き三角△を参照。）と、ＨＬＡ２４（図６の黒三角▲を参照。）と、バルブ停止機構付きＨＬＡ２５（図６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と接続されている。

また、第３連通路５３の分岐点５３ｃから分岐する油路６９には、オイルが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バルブ４８が配設されている。この油路６９は、逆止バルブ４８の下流側の分岐点６９ａで、バルブ停止機構付きＨＬＡ２５用の装着穴２６、２７と連通する上記の２つの油路６１、６２に分岐する。油路６１、６２は、第２油圧制御バルブとしての吸気側第２方向切替バルブ４６及び排気側第２方向切替バルブ４７を介して、吸気側及び排気側の各バルブ停止機構付きＨＬＡ２５のバルブ停止機構２５ｂとそれぞれ接続されている。これら吸気側第２方向切替バルブ４６及び排気側第２方向切替バルブ４７をそれぞれ制御することにより、各バルブ停止機構２５ｂにオイルが供給されるように構成されている。

クランク軸９を回転自在に支持するメタルベアリング、ピストン８並びにカム軸１８、１９等に供給された潤滑用及び冷却用のオイルは、潤滑及び冷却を終えた後には、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により環流される。

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、アクセ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、これに基づいて要求トルクを算出する。さらに、油圧センサ７０により油路６７の圧力を検出する。また、油圧センサ７０とほぼ同じ位置に設けた油温センサ７３により、油路６７におけるオイルの温度を検出する。なお、油圧センサ７０及び油温センサ７３は、給油路４０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、該カム軸１８、１９の回転位相を検出し、検出したカム角に基づいて各ＶＶＴ３３、９０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。

コントローラ１００は、公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、少なくとも各種センサ（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、及び水温センサ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（排気側第１方向切替バルブ３５、吸気側及び排気側第２方向切替バルブ４６、４７、及び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及びデータ（油圧制御マップ及びデューティ比マップ等）を記憶する記憶部とを有している。

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の吐出量を制御するための流量（吐出量）制御バルブである。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構成されている。ここでは、リニアソレノイドバルブ４９自体の構成は公知であるため説明を省略する。

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、該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に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によって、オイルポンプ３６の流量（吐出量）を制御する。すなわち、上記の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。

（電動式吸気ＶＶＴ機構）
図７は油圧式で排気用の可変バルブタイミング（ＶＶＴ）機構３３及び電動式で吸気用の可変バルブタイミング（ＶＶＴ）機構９０の動作を模式的に表している。図７に示すように、ＶＶＴ３３及びＶＶＴ９０の各カムプーリ２０３は、クランク軸プーリ（スプロケット）９Ａにより、タイミングチェーン１１４を介して駆動される。クランク軸プーリ９ＡとＶＶＴ３３のカムプーリ２０３との間には、油圧式のチェーンテンショナ１１１が配設されている。また、ＶＶＴ９０のカムプーリ２０３とクランク軸プーリ９Ａとの間には、チェーンガイド１１２が配設されている。ＶＶＴ９０のカム軸（図示せず）の端部には、後述するように、該カム軸の位相をシフトする電動モータ９１が取り付けられている。

図８は油圧式のＶＶＴ３３と電動式のＶＶＴ９０との各カム軸を含む斜視図である。また、図９は図８のIX−IX線における断面構成を表している。

図８及び図９に示すように、電動式のＶＶＴ９０は、電動モータ９１とカム軸１８における位相のシフトを生じさせる変換部９２とから構成される。

図９に示すように、変換部９２は、ギヤプーリ（スプロケット）９３と、ギヤプラネタリ９４と、ギヤカム軸９５とから構成されている。ギヤプーリ９３は、カムプーリ２０３の周縁部にねじ留めされ、且つ、例えば３４個の内歯を有し、タイミングチェーン１１４からカムプーリ２０３に伝わった回転力（トルク）をギヤプラネタリ９４に伝える。ギヤプラネタリ９４は、ギヤプーリ９３の内歯と噛み合う、例えば３３個の大外歯及び２７個の小外歯を有している。ギヤカム軸９５は、ギヤプラネタリ９４の小外歯と噛み合う、例えば２８個の内歯を有し、カム軸１９の端部に固持されている。ここで、電動モータ９１の変換部９２による減速比は１５４となる。

（ＶＶＴ作動速度の制御）
図１０に示すように、本実施形態においては、エンジン２の回転速度ごとに、平坦路を所定の速度で走行できるエンジントルクラインであるＲ／Ｌラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において減気筒運転を可能とするように、排気バルブ１５の開閉タイミングｅ１と、吸気バルブ１４の開閉タイミングｉ１とを遅角側に設定している。減気筒運転時のシリンダ内への空気充填効率（ｃｅ）は、例えば０．４である。

これに対し、図１１に示すように、減気筒運転からトルクの要求が低い運転領域、又は高い運転領域に移行する際には、該減気筒運転から全気筒運転に移行する。なお、図１１には、一例として、変速ギアが６速のＲ／Ｌライン（グラフＡ）と４速のＲ／Ｌライン（グラフＢ）とを同時に表している。グラフＡは、負荷方向にＲ／Ｌラインを抜けて、減気筒運転から全気筒運転に移行する。また、グラフＢは、エンジン回転方向にＲ／Ｌラインを抜けて、減気筒運転から全気筒運転に移行する。このとき、図１２に示すように、排気バルブ１５の開閉タイミングｅ２と、吸気バルブ１４の開閉タイミングｉ２とを共に進角させる。さらに、減気筒運転から全気筒運転に移行する過渡期においては、排気バルブ１５の進角作動速度を吸気バルブ１４の進角作動速度よりも遅くする。図１２の場合の空気充填効率（ｃｅ）は、例えば０．１である。

ここで、排気バルブ１５の進角作動速度を吸気バルブ１４の進角作動速度よりも遅くするには、排気用ＶＶＴ３３に対して、その進角側への位相シフト時に、上述した進角側通路２１５の流量（吐出量）を相対的に少なくなるように制御すればよい。

また、図１０に示すように、Ｒ／Ｌラインから所定量だけ高いトルク範囲でも減気筒運転が可能となるように、排気バルブ１５を高膨張比が確保される遅開きのバルブタイミングとしている。

さらに、この吸気バルブ１４及び排気バルブ１５の遅閉じにより、ポンピングロスが減少して燃費が改善される。また、図１２に示すように、減気筒運転から全気筒運転に移行する過渡期において、排気バルブ１５の進角作動速度を吸気バルブ１４の進角作動速度よりも遅くする。これにより、いずれも進角側への位相シフト中の排気バルブ１５（開閉タイミングｅ２）と吸気バルブ１４（開閉タイミングｉ２）との開弁期間のオーバラップ量が小さくなることが抑制される。従って、排気バルブ１５と吸気バルブ１４との開弁期間のオーバラップ量が小さくなりにくくなるので、これによってもポンピングロスが減少して燃費が改善される。

図１３は本実施形態に係るエンジン２の減気筒運転、すなわち２気筒運転時におけるエンジン回転数ごとの空気充填効率（ｃｅ）と排気用ＶＶＴ３３の遅角量との関係を示している。また、図１４は本実施形態に係るエンジン２の全気筒運転、すなわち４気筒運転時におけるエンジン回転数ごとの空気充填効率（ｃｅ）と排気用ＶＶＴ３３の遅角量との関係を示している。いずれの場合も、空気充填効率は１気筒当たりの数値を表している。また、各グラフに付した数値１２５０、１５００等はエンジン回転数（ｒｐｍ）を表している。

図１３に示すように、２気筒運転時には、１気筒当たり４気筒運転時の２倍の負荷となるため、空気充填効率（ｃｅ）が０．２以上及び０．６以下の負荷状態では、排気用ＶＶＴ３３の遅角量は３０°ＣＡ（但し、ＣＡはクランク角を表す。以下、同様。）以上となり、相対的に遅角側にシフトしていることが分かる。

一方、図１４に示すように、４気筒運転時には、例えば低負荷側では１気筒当たりの空気充填効率が０．２未満となり、排気用ＶＶＴ３３の遅角量は３０°ＣＡ未満であり、相対的に進角側にシフトすることが分かる。

図１５は本実施形態に係る空気充填効率（ｃｅ）とバルブタイミングとの関係を表している。図１５に示すように、排気バルブ１５と吸気バルブ１４との開弁期間のオーバラップ量ＯＬは、空気充填効率（ｃｅ）が０．２５から０．４５の範囲で大きく、特に排気バルブ１５（排気用ＶＶＴ３３）における上死点（ＴＤＣ）からの遅角量が大きいことが分かる。なお、ここでの開閉弁のタイミングは、各バルブのリフト量が０．３ｍｍ時点でのタイミングとしている。

図１６は本実施形態に係るＶＶＴ作動速度の制御方法を示す制御ブロック図である。本実施形態に係るＶＶＴの作動速度を制御する、すなわちＶＶＴの作動速度に制限を付与する対象は排気用のＶＶＴ３３である。

図１６に示すように、排気ＶＶＴ要求進角マップブロックＣ０１において、入力されるエンジン回転数及び空気充填効率から、ＶＶＴ３３の対応するマップ要求進角量が取得される。取得されたマップ要求進角量は、排気ＶＶＴ速度制限要求ブロックＣ０４に入力される。

一方、排気ＶＶＴ速度制限値ブロックＣ０２において、入力されるエンジン油温から、減気筒用及び全気筒用のＶＶＴ３３におけるそれぞれ所定の速度制限値が取得される。取得された速度制限値は、スイッチブロックＣ０３を介して、排気ＶＶＴ速度制限要求ブロックＣ０４に入力される。なお、スイッチブロックＣ０３には、入力として、上記の排気ＶＶＴの速度制限値、及び減気筒（２気筒）運転か否かの「判定値」又は「速度制限なし」が入力され、これらは速度制限要求ブロックＣ０４に入力される。

排気ＶＶＴ速度制限要求ブロックＣ０４からは、減気筒用又は全気筒用のいずれかの速度制限値に対応した排気ＶＶＴ要求進角量が出力される。この後、出力された排気ＶＶＴ要求進角量と現状の排気ＶＶＴ実進角量との差分が算出され、この差分から、進角量の要求値（目標値）と実進角量との偏差（＝「進角量の目／実偏差」）が算出されて、速度制限要求値と共に、進角Ｆ／Ｂ制御ブロックＣ０５に入力される。

進角Ｆ／Ｂ制御ブロックＣ０５において、入力された進角量の目／実偏差から、例えばＰＩＤ（Proportional-Integral-Differential）制御法によりＯＣＶ駆動デューティが導出される。導出されたＯＣＶ駆動デューティは、図５に示した油圧制御バルブ（ＯＣＶ）１１０に入力され、該油圧制御バルブ１１０が駆動される。

また、本実施形態においては、上述したように、油圧の生成にエンジントルクを用いているため、燃費の向上の観点から、エンジン２を含め、各装置（補機）の作動油圧に上限を設定している。

＜第１の油圧制限＞
図１７は本実施形態に係る排気用のＶＶＴ作動速度における制限速度と油温との関係の一例を表している。ここでは、減気筒運転条件であって、エンジン２の潤滑用オイルの油圧を１７５ｋＰａに制限した場合の、ＶＶＴ３３の遅角方向への作動速度（四角形■）と進角方向への作動速度（菱形◆）とを表している。

図１７に示すように、油温が２０℃の場合は、ＶＶＴ作動速度は、遅角方向が４０°ＣＡ／ｓであり、進角方向が４５°ＣＡ／ｓである。油温が３０℃の場合は、ＶＶＴ作動速度は、遅角方向が６５°ＣＡ／ｓであり、進角方向が５５°ＣＡ／ｓである。油温が５０℃の場合は、ＶＶＴ３３の作動速度は、遅角方向が１１０°ＣＡ／ｓであり、進角方向が６５°ＣＡ／ｓである。油温が８０℃及び１２０℃の場合は、ＶＶＴ作動速度は、遅角方向が１１０°ＣＡ／ｓであり、進角方向が８０°ＣＡ／ｓである。

このように、本実施形態においては、排気用のＶＶＴ３３は、遅角方向の作動速度が進角方向の作動速度よりも速い。ＶＶＴ３３の作動速度を制御するには、油圧制御バルブ１１０からの単位時間当たりのオイルの供給量の増減により行うことができる。

本実施形態においては、吸気用のＶＶＴ９０に電動式ＶＶＴを用いているため、ＶＶＴ９０の作動速度をＶＶＴ３３の制限速度の１１０°ＣＡ／ｓを超える設定とすることは容易である。

公知のように、潤滑油は温度が低いほど、その動粘度は高くなる。このため、潤滑油は温度が低いほど、ＶＶＴ作動時の油圧の低下が大きくなり、すなわち、油圧の落ち代が大きくなる。このとき、低下した油圧が、減気筒運転の維持に必要な油圧である１０５ｋＰａを下回らないように、マージンを含めて油圧が１７５ｋＰａに設定されている。また、上述したオイルジェット２８は２００ｋＰａで作動するため、減気筒運転中に該オイルジェット２８が作動しない油圧としても、１７５ｋＰａが選ばれている。

＜第２の油圧制限＞
図１８は本実施形態に係る排気用のＶＶＴ作動速度における制限速度及び油圧と油温との関係の一例を表している。ここでは、減気筒運転条件であって、エンジン２の潤滑用オイルの油圧を油温４０℃以上で低減する場合の、遅角方向への作動速度（実線）と進角方向への作動速度（破線）とを表している。なお、左縦軸はＶＶＴ作動速度を表し、右縦軸は油圧を表している。

図１８に示すように、第２の油圧制限においては、油温が４０℃となった時点で、４０℃未満で設定されていた油圧を１７５ｋＰａから１５０ｋＰａに低減する。これと同時に、油温が４０℃となった時点で、遅角方向のＶＶＴ作動速度を４０°ＣＡ／ｓから８０°ＣＡ／ｓに増加する。さらに、遅角方向のＶＶＴ作動速度は、油温が９０℃となった時点で、８０°ＣＡ／ｓから１１０°ＣＡ／ｓに増加する。一方、進角方向のＶＶＴ作動速度は、油温に拘わらず、４０°ＣＡ／ｓの一定値としている。

第２の油圧制限においても、ＶＶＴ９０の作動速度をＶＶＴ３３の制限速度の１１０°ＣＡ／ｓを超える設定とすることは容易である。

上述したように、本実施形態においては、排気用のＶＶＴ３３の油圧作動室の構成として、遅角作動室２０８の室数を３とし、一方、進角作動室２０７の室数を４としている。これにより、ＶＶＴ３３における単位位相変化量当たり（°ＣＡ／ｓ）のオイルの消費量を進角側よりも遅角側で少なくすることができる。従って、図１８に示すように、例えば、油温が４０℃以上では、ＶＶＴ３３における遅角方向への作動速度を、オイルの消費量が少なく油圧の落ち込みが小さい分、進角方向への作動速度よりも速くすることができる。

その上、油温が高くなるほど（例えば９０℃）、その動粘度が低くなり、ＶＶＴ３３の作動時の油圧の落ち込み量が減るので、その作動速度を、例えば８０°ＣＡ／ｓから１１０°ＣＡ／ｓに高めることができるようになる。

また、図１８に示すように、油温が４０℃となった時点で、油圧を１７５ｋＰａから１５０ｋＰａに低減する。このように、エンジン２の発生トルクで生成される油圧を下げることによって燃費が向上する。なお、この１５０ｋＰａという油圧は、ＶＶＴ作動時の油圧の低下によっても、減気筒運転の維持に必要な油圧である１０５ｋＰａを下回らない油圧である。また、この油圧の１５０ｋＰａという値は、エンジン２の潤滑、すなわちエンジン２の作動を維持するのに必要な最低限の油圧でもある。

本実施形態によると、油温の上昇に伴って、オイルポンプ３６からの吐出油圧を低下させる。言い換えれば、油温が低くオイルの動粘度が高いほど、該吐出油圧を上昇させている。このようにすると、ＶＶＴ３３の作動時に、油温に拘わらず、減気筒運転の維持に必要な油圧を下回ることがない。その上、エンジン２の生成トルクによって作動するオイルポンプ３６に対する負荷が低下するので、燃費が改善される。

なお、遅角方向のＶＶＴ作動速度を４０°ＣＡ／ｓから８０°ＣＡ／ｓに増加させる温度を４０℃としたが、この変更温度は３０℃〜５０℃の間であればよい。また、このＶＶＴ作動速度を８０°ＣＡ／ｓから１１０°ＣＡ／ｓに増加させる温度を９０℃としたが、この変更温度は８０℃〜１００℃の間であればよい。

また、第２の油圧制限においては、遅角方向のＶＶＴ作動速度を段階的に上昇させたが、これに限られず、直線状に変化させてもよい。例えば、遅角方向のＶＶＴ作動速度を、温度が２５℃では４０°ＣＡ／ｓに設定し、１２０℃では１１０°ＣＡ／ｓに設定して、この２点を直線で結ぶように設定してもよい。

同様に、油圧においても、温度が２５℃では１７５ｋＰａに設定し、１２０℃では１５０ｋＰａに設定して、この２点を直線で結ぶように設定してもよい。

−効果−
図１５に示すように、Ｒ／Ｌラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において、少なくとも排気バルブの開閉タイミングを遅角側に設定することにより、減気筒運転が可能となる。この排気バルブ１５の遅開きのバルブタイミングによって、燃焼ガスの高膨張比を得られるので、エンジントルクが増大する。さらに、吸気バルブ１４及び排気バルブ１５における開閉タイミングの遅角側への設定による遅閉じによって、ポンピングロスが減少するので燃費が向上する。

また、減気筒運転から全気筒運転に移行する際には、図１４及び図１５に示すように、排気バルブ１５の開閉タイミングと吸気バルブ１４の開閉タイミングとを共に進角させる。その上、図１２に示すように、減気筒運転から移行する際の過渡期において、排気バルブ１５の進角作動速度を吸気バルブ１４の進角作動速度よりも遅くなるように設定している。これにより、いずれも進角側への位相シフト中の排気バルブ１５と吸気バルブ１４との開弁期間のオーバラップ量が増大する。従って、吸排気バルブ１４、１５の開弁期間のオーバラップによりポンピングロスが減少して燃費が改善される。

また、図１７及び図１８に示すように、排気用のＶＶＴ３３の作動油圧を、エンジン２の作動を維持できると共に減気筒運転を維持できる最低限の値を下回らないように設定するため、エンジン２の油圧生成の負荷が減じるので、その分、燃費が改善される。

（他の実施形態）
本実施形態においては、速度制限の対象とするＶＶＴ機構として、油圧式で排気用のＶＶＴ３３としたが、これに限られない。例えば、電動式で吸気用のＶＶＴ９０を油圧式のＶＶＴ９０とした場合には、速度制限の対象とするＶＶＴは、ＶＶＴ３３及びＶＶＴ９０のいずれか一方、又はその両方でもよい。

本発明に係る自動車用エンジンは、油圧式の可変バルブタイミング機構と、エンジンの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行う油圧式のバルブ停止機構とを備えた自動車用エンジンとして有用である。

１ オイル供給装置
２ エンジン
３ ヘッドカバー
８ ピストン
９ クランク軸
１４ 吸気バルブ
１５ 排気バルブ
１８ 吸気側のカム軸
１９ 排気側のカム軸
２５ バルブ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 バルブ停止機構
３３ 油圧式で排気用の可変バルブタイミング機構
３５ 排気側第１方向切替バルブ
３６ 可変容量型オイルポンプ
９０ 電動式で吸気用の可変バルブタイミング機構
９１ 電動モータ
９２ 変換部
１１０ 油圧制御バルブ（ＯＣＶ）
２０７ 進角作動室
２０８ 遅角作動室

Claims (4)

1. 吸気バルブ並びに排気バルブの開弁及び閉弁タイミングを共に同一方向に変化させる可変バルブタイミング機構を備えると共に、エンジンの部分負荷域で燃焼させる稼働気筒を減筒する自動車用エンジンであって、
   前記エンジンの回転速度ごとに、平坦路を所定の速度で走行できるエンジントルクラインであるＲ／Ｌラインから所定量だけ高いトルク範囲までの運転領域において減気筒運転が可能となるように、少なくとも前記排気バルブの開閉タイミングを遅角側に設定し、
   前記減気筒運転からトルクの要求が低い運転領域又はトルクの要求が高い運転領域に移行する際には、前記吸気バルブ及び排気バルブのバルブタイミングを進角すると共に、該減気筒運転から移行する過渡期においては、前記排気バルブの進角作動速度を前記吸気バルブの進角作動速度よりも遅くする自動車用エンジン。
2. 請求項１に記載の自動車用エンジンにおいて、
   前記減気筒運転における低負荷側では、前記排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定することにより、前記吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を少なくする自動車用エンジン。
3. 請求項１又は２に記載の自動車用エンジンにおいて、
   高負荷側では、前記排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定する自動車用エンジン。
4. 請求項３に記載の自動車用エンジンにおいて、
   高負荷側では、前記排気バルブの開閉タイミングを進角側に設定することにより、
   前記吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を少なくする自動車用エンジン。