JP6315062B1 - 可変バルブタイミング機構付きエンジンの制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】異なる運転領域に移行する際の可変バルブタイミング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。【解決手段】エンジンの運転領域に対応して、吸気バルブ及び排気バルブの少なくとも一方の開弁又は閉弁タイミングを変更する可変バルブタイミング機構を備えている。制御装置は、運転領域の移行に伴い、可変バルブタイミング機構に対して、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を制御する過渡期におけるオーバラップ量を、エンジンの運転領域ごとにあらかじめ設定されたオーバラップ量よりも大きくし、移行した運転領域に収まった際に、あらかじめ設定されたオーバラップ量に戻す。【選択図】図１１

Description

本発明は、可変バルブタイミング機構付きエンジンの制御装置に関する。

下記の特許文献１には、気筒の膨張行程における燃焼の終了持期を検知し、その終了時期を判定値と比較することで、バルブオーバラップによる燃焼不良又は失火を引き起こすおそれがあるか否かを判断する内燃機関の制御装置が記載されている。燃焼不良又は失火を引き起こすおそれがあると判断した場合は、そうでない場合と比較してバルブオーバラップ期間を短くするように可変バルブタイミング（Variable Valve Timing：ＶＶＴ）機構を操作することが示されている。

特開２０１４−００５７５０号公報

前記従来の内燃機関の制御装置においては、燃焼の安定性を確保するために、バルブオーバラップ期間を短く設定している。しかしながら、バルブオーバラップ期間を短くすると、ポンピングロス（ポンプ損失）が増大して燃費が悪化するという問題がある。

本発明は、異なる運転領域に移行する際の可変バルブタイミング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れるようにす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、エンジンの運転領域の移行時に、移行先の運転領域における開弁期間のオーバラップ量を所定のオーバラップ量よりも一時的に大きくする構成とする。

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。

すなわち、第１の発明は、エンジンの運転領域に対応して、吸気バルブ及び排気バルブの少なくとも一方の開弁タイミング又は閉弁タイミングを変更する可変バルブタイミング機構を備えたエンジンの制御装置であって、運転領域の移行に伴い、可変バルブタイミング機構に対して、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を制御する過渡期における該オーバラップ量を、エンジンの運転領域ごとにあらかじめ設定されたオーバラップ量よりも大きくし、移行した運転領域に収まった際には、あらかじめ設定されたオーバラップ量に戻すと共に、過渡期においては、吸気バルブ及び排気バルブを同一の位相にシフトする。

これによれば、エンジンの運転領域の移行の過渡期には、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所定量よりも大きくすることにより、ポンピングロスが減少するので燃費が向上する。さらに、移行した運転領域に収まった際には、所定のオーバラップ量に戻すため、エンジンの燃焼安定性を確保することができる。その上、移行の過渡期において、吸気バルブ及び排気バルブを同一の位相にシフトするため、例えば、排気バルブの遅開きと吸気バルブの遅閉じとを同時に実現することができる。その結果、排気バルブの遅開きにより高膨張比を得られてエンジントルクが増大し、且つ、吸気バルブの遅閉じによりポンピングロスを低減することができる。

第２の発明は、上記第１の発明において、エンジンは複数の気筒を有しており、移行した運転領域は、緩減速により移行した、複数の気筒の全てが作動する全気筒運転領域であってもよい。

これによれば、全気筒の一部を休止させる減気筒運転領域から、緩減速により移行した全気筒運転領域に適用することができる。

第３の発明は、上記第１又は第２の発明において、エンジンの加速度又は減速度に応じてその度合いが小さいほど、過渡期におけるオーバラップ量を大きく設定してもよい。

これによれば、移行の過渡期におけるポンピングロスをより減少することができる。

第４の発明は、上記第１〜第３の発明において、遅角方向にシフトする際に、排気用の可変バルブタイミング機構の作動速度が吸気用の可変バルブタイミング機構の作動速度よりも高くてもよい。

これによれば、吸排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を確実に大きくすることができる。

第５の発明は、上記第１〜第３の発明において、遅角方向にシフトする際に、排気用の前記可変バルブタイミング機構の作動開始時期が吸気用の前記可変バルブタイミング機構の作動開始時期よりも早くてもよい。

このようにしても、吸排気バルブの開弁期間のオーバラップ量を確実に大きくすることができる。

本発明によれば、異なる運転領域に移行する際の可変バルブタイミング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１１は一実施形態に係る第１の制御であって、バルブタイミングの進角側の対象シーンと遅角側の対象シーンとにおける各バルブのシフト位置と開閉タイミングとの関係を示すグラフである。 図１２は図１１の対象シーンＡに対応する模式的なバルブタイミング図である。 図１３は図１１の対象シーンＢに対応する模式的なバルブタイミング図である。 図１４は一実施形態に係る第２の制御であって、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１５は一実施形態に係る第２の制御であって、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１６は一実施形態に係る第２の制御であって、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１７は本発明の概念図であって、運転領域が高負荷状態から低負荷状態に移行する際の、吸排気バルブの開弁期間のオーバラップ量の時間的変化を表す模式的なグラフである。 図１８は本発明の概念図であって、運転領域が低負荷状態から高負荷状態に移行する際、又は低負荷状態からより低負荷状態に移行する際の吸排気バルブの開弁期間のオーバラップ量の時間的変化を表す模式的なグラフである。 図１９は図１７のオーバラップ量がＯＬ０の時点のバルブタイミングを示す模式的なグラフである。 図２０は図１７のオーバラップ量がＯＬ３の時点のバルブタイミングを示す模式的なグラフである。 図２１は図１７のオーバラップ量がＯＬ４の時点のバルブタイミングを示す模式的なグラフである。 図２２は図２０及び図２１の状態を実現する一例のバルブタイミングを示す模式的なグラフである。 図２３は一実施形態の第３の制御に係るバルブタイミングを示す模式的なグラフである。 図２４は一実施形態に係る第３の制御であって、ＶＴＴの作動速度に制限を加えない全気筒運転時の油圧とＶＴＴ作動速度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、冷却及び潤滑を終えた後には、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。

（油圧式排気ＶＶＴ機構の制御）
図１０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１０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。

（ＶＶＴ機構に対する第１の制御）
図１１は、本実施形態に係るエンジン２及びオイル供給装置１を搭載した車両をほぼ一定の速度で且つ減気筒運転で平坦路を走行させた際に、ＶＶＴ機構への進角トリガ及び遅角トリガが生じた場合のそれぞれの対象シーンにおける排気用のＶＶＴ３３のシフト位置の目標値（ｔｇ）及び実行値（ａｃ）を表している。

図１１に示すように、対象シーンＡは、進角トリガが生じたことにより、排気用のＶＶＴ３３（グラフｔｇ、ａｃ）が、最遅角位置の５５°ＣＡから２０°ＣＡにまで進角している（但し、ＣＡはクランク角を表す。以下、同様。）。このとき、ＶＶＴ３３におけるカム位相の進角速度を、例えば−４０°ＣＡ／ｓに制限（図中の破線の矢印ａ）すると、図１２に示すように、排気バルブ１５吸気バルブ１４との開弁期間のオーバラップ量ＯＬ１が増大する。このように、吸排気バルブ１４、１５の開弁期間のオーバラップ量ＯＬ１が増大することにより、ポンピングロスが低減するので、燃費が向上する。

ここで、ＶＶＴ３３のカムの位相速度、すなわち進角速度に制限を加えているのは、オイルの作動油圧を下げて燃費を改善すること、さらに、エンジン２が減気筒運転（ここでは２気筒運転）を行う際に、上述したバルブ停止機構を保持するのに必要な所定の油圧（例えば、１０５ｋＰａ）が要求されることから、ＶＶＴ機構への供給油量を制限する、すなわち、その動作速度を抑制して供給油量を低減させるのが好ましいことによる。

これに対し、図１１の対象シーンＢは、遅角トリガが生じたことにより、排気用のＶＶＴ３３（グラフｔｇ、ａｃ）が、遅角位置の２２°ＣＡから５５°ＣＡにまで遅角している。このとき、ＶＶＴ３３におけるカム位相の遅角速度を、例えば４０°ＣＡ／ｓに制限（図中の破線の矢印ｂ）すると、図１３のグラフｅ１に示すように、吸排気バルブ１４、１５の開弁期間のオーバラップ量ＯＬ２が縮小する。このように、上記開弁期間のオーバラップ量ＯＬ２が縮小することにより、ポンピングロスが増大するので、燃費が悪化する。

そこで、本実施形態においては、図１１の対象シーンＢのグラフｔｇ、ａｃに示すように、ＶＶＴ３３におけるカム位相の遅角速度を、例えば１３０°ＣＡ／ｓ程度に一時的に増大している。このように、本実施形態においては、遅角速度に速度制限を課すと、開弁期間のオーバラップ量ＯＬ２が縮小してポンピングロスが増大してしまうところ、積極的に位相速度を上昇させてオーバラップ量ＯＬ２を増大させている（図１３のグラフｅ２）。

（ＶＶＴ機構に対する第２の制御）
図１４は、本実施形態に係るエンジン２におけるエンジン回転数と負荷とによる運転領域（減気筒域及び全気筒域）を表している。例えば、減気筒運転領域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、該減気筒運転領域から全気筒運転領域に移行する。

図１５及び図１６は、図１４の一例として、排気用のＶＶＴ３３における減気筒運転領域のＶＶＴマップと、該ＶＶＴ３３における全気筒運転領域のＶＶＴマップとをそれぞれ表している。

具体的には、図１５は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）と排気用のＶＶＴ３３の遅角量との関係を表している。図１６は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）と排気用のＶＶＴ３３の遅角量との関係を表している。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１５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１６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、排気用の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１７は、運転領域が高負荷状態から低負荷状態に移行する際の、吸排気バルブ１４、１５の開弁期間のオーバラップ量の時間的変化を概念的に表している。図１７に示すように、本実施形態においては、高負荷状態のオーバラップ量ＯＬ０から、所定のオーバラップ量ＯＬ４に移行する過渡期においては、該オーバラップ量ＯＬ４よりも大きいオーバラップ量ＯＬ３を得られるように排気用のＶＶＴ３３をシフトする。なお、オーバラップ量ＯＬ３よりも小さいオーバラップ量ＯＬ４を生成する際には、後述するように、排気用のＶＶＴ３３の遅角のシフト量を減らす（戻す）のではなく、吸気用のＶＶＴ９０をさらに遅角方向にシフトさせることにより行う。

図１８は、運転領域が低負荷状態から高負荷状態に移行する際、又は低負荷状態からより低負荷状態に移行する際の吸排気バルブ１４、１５の開弁期間のオーバラップ量の時間的変化を概念的に表している。図１８に示すように、ここでは、低負荷状態のオーバラップ量ＯＬ０から、所定のオーバラップ量ＯＬ６に移行する過渡期においては、該オーバラップ量ＯＬ６よりも大きいオーバラップ量ＯＬ５を得られるように排気用のＶＶＴ３３をシフトする。ここでも、オーバラップ量ＯＬ５よりも小さいオーバラップ量ＯＬ６を生成するのは、吸気用のＶＶＴ９０をより遅角方向にシフトさせることによって行うことができる。

図１９〜図２１に、図１７に示した各オーバラップ量を吸排気バルブ１４、１５の位相シフト量として表している。ここでは、図２０において、排気用のＶＶＴ３３の位相シフトが先に開始され、所定の遅角角度に達した後に、図２１において、吸気用のＶＶＴ９０の位相シフトが開始されて、所定のオーバラップ量ＯＬ４となる遅角角度で停止する。ここで、排気用のＶＶＴ３３が、吸気用のＶＶＴ９０よりもその作動速度が構成的に遅い場合には、作動速度が速いＶＶＴ９０の作動開始時期を、所定のオーバラップ量ＯＬ３が得られるまで遅らせればよい。

図２２は、排気バルブ１５と吸気バルブ１４との開閉タイミングを縦軸ｔ０に採り、その時間的変化を横軸ｔ１に採っている。

具体的には、横軸の時刻ｔ２において、排気バルブ１５のカム位相のシフトを開始し、その後の時刻ｔ３において、吸気バルブ１４のカム位相のシフトを開始し、その後、所定のオーバラップ量ＯＬ４となる時刻ｔ４において、吸排気バルブ１４、１５の各カムの位相シフトを停止する。

第２の制御においては、移行した先の運転領域は、例えば、緩減速により移行した全気筒運転領域であってもよい。なお、緩減速とは、例えば、エンジン２に対する燃料カットが生じない程度の減速をいう。

また、エンジン２の加速度又は減速度に応じて、その加減速の度合いが小さいほど、移行の過渡期におけるオーバラップ量（ＯＬ３等）を大きく設定する。これにより、移行の過渡期におけるポンピングロスをより減少することができる。

（ＶＶＴ機構に対する第３の制御）
吸気用のＶＶＴ９０に油圧式を用いるか、又は電動式であっても油圧式のＶＶＴ３３よりも作動速度を小さくできる構成である場合には、図２３に示すように、排気用のＶＶＴ３３と、吸気用のＶＶＴ９０とを同時に遅角方向に作動させてもよい。なお、この場合、吸排気バルブ１４、１５における開弁期間のオーバラップ量ＯＬ３を過渡的に増大させているため、吸気バルブ１４の作動停止タイミングを排気バルブ１５の作動停止タイミングよりも遅らせることにより、オーバラップ量ＯＬ３よりも小さい所定のオーバラップ量ＯＬ４を得る。

また、過渡的に増大させるオーバラップ量ＯＬ３を得られる限りは、必ずしもＶＶＴ３３とＶＶＴ９０とを同時に作動させる必要はなく、いずれのＶＶＴを先に作動させてもよい。

なお、ＶＶＴ３３の作動速度の一例として、図２４に該ＶＶＴ３３の作動速度の油温及び油圧依存性を示す。図２４においては、ＶＶＴの作動速度には制限を与えていない。

また、本実施形態に係る上述の第１から第３の各制御において、排気用のＶＶＴ３３の作動速度を増減するには、図５に示した油圧制御バルブ１１０からＶＶＴ３３への単位時間当たりのオイルの供給量を増減すればよい。

−効果−
本実施形態に係る第１の制御においては、図１１の対象シーンＢに示すように、排気用のＶＶＴ３３を遅角方向にシフトする場合に、一時的に作動速度を上げて、該排気用のＶＶＴ３３と吸気用のＶＶＴ９０との開弁期間のオーバラップ量を大きくしている。これにより、各ＶＶＴ３３、９０のシフトの過渡期に互いの開弁期間のオーバラップ量が増えるので、ポンピングロスが低減して燃費が向上する。また、吸気バルブ１４の遅閉じによっても、ポンピングロスが低減する。さらに、排気バルブ１５の遅開きによって、燃焼時の高膨張比化を実現することができる。

また、本実施形態に係る第２の制御においては、図２０及び図２１に示すように、例えば、排気用のＶＶＴ３３のカム位相を、吸気用のＶＶＴ９０に先んじて遅角させている。これにより、該排気用のＶＶＴ３３と吸気用のＶＶＴ９０との開弁期間のオーバラップ量が一時的に増大する。その結果、第１の制御と同様に、各ＶＶＴ３３、９０のシフトの過渡期に互いの開弁期間のオーバラップ量が増えるので、ポンピングロスが低減して燃費が向上する。さらに、吸気バルブ１４の遅閉じの効果、及び排気バルブ１５の遅開きの効果をも同様に得ることができる。

また、本実施形態に係る第３の制御においては、図２３及び図２４に示すように、遅角方向にシフトする際の排気用ＶＶＴ３３の作動速度を、吸気用ＶＶＴ９０の作動速度よりも過渡的に速くすれば、ＶＶＴ３３とＶＶＴ９０との開弁期間のオーバラップ量が一時的に増大する。従って、上記と同様に、両バルブ１４、１５の開弁期間のオーバラップ量が増えるので、ポンピングロスが低減して燃費が向上する。さらに、吸気バルブ１４の遅閉じの効果、及び排気バルブ１５の遅開きの効果をも同様に得ることができる。

本発明に係るエンジンの制御装置は、可変バルブタイミング機構を備えた自動車用エンジンの制御装置として有用である。

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 (5)

1. エンジンの運転領域に対応して、吸気バルブ及び排気バルブの少なくとも一方の開弁タイミング又は閉弁タイミングを変更する可変バルブタイミング機構を備えたエンジンの制御装置であって、
   運転領域の移行に伴い、前記可変バルブタイミング機構に対して、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制御する過渡期における該オーバラップ量を、前記エンジンの運転領域ごとにあらかじめ設定されたオーバラップ量よりも大きくし、
   移行した運転領域に収まった際には、あらかじめ設定された前記オーバラップ量に戻すと共に、前記過渡期においては、前記吸気バルブ及び排気バルブを同一の位相にシフトするエンジンの制御装置。
2. 請求項１に記載のエンジンの制御装置において、
   前記エンジンは複数の気筒を有しており、
   移行した前記運転領域は、緩減速により移行した、前記複数の気筒の全てが作動する全気筒運転領域であるエンジンの制御装置。
3. 請求項１又は２に記載のエンジンの制御装置において、
   エンジンの加速度又は減速度に応じてその度合いが小さいほど、前記過渡期におけるオーバラップ量を大きく設定するエンジンの制御装置。
4. 請求項１〜３のいずれか１項に記載のエンジンの制御装置において、
   遅角方向にシフトする際に、排気用の前記可変バルブタイミング機構の作動速度が吸気用の前記可変バルブタイミング機構の作動速度よりも高いエンジンの制御装置。
5. 請求項１〜３のいずれか１項に記載のエンジンの制御装置において、
   遅角方向にシフトする際に、排気用の前記可変バルブタイミング機構の作動開始時期が吸気用の前記可変バルブタイミング機構の作動開始時期よりも早いエンジンの制御装置。