JP2014199012A - 多気筒エンジンの制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】油圧作動式弁停止装置の作動による減気筒運転中においても、弁停止装置の誤作動を防止しながら、油圧作動式弁特性制御装置の作動による適切な弁特性の制御を行い、更にエンジンの燃費を向上させることを課題とする。
【解決手段】本発明は、ポンプからオイルが吐出される主油路から分岐し、第１方向切替弁を介して油圧作動式弁特性制御装置にオイルを供給する第１分岐油路と、主油路から分岐し、第２方向切替弁を介して油圧作動式弁停止装置にオイルを供給する第２分岐油路とを備え、第２分岐油路に、減気筒運転中に油圧作動式弁特性制御装置が作動する間、第２分岐油路を遮蔽する遮蔽弁を備えることを特徴とする。
【選択図】図１３

Description

本発明は、自動車等の多気筒エンジンの制御装置に関し、特に多気筒エンジンの油圧制御の技術分野に属する。

従来、自動車用等の多気筒エンジンにおいて、燃費性能向上のため、エンジンの運転状態に応じて油圧により吸気弁及び排気弁の開閉時期を制御する油圧作動式弁特性制御装置や、エンジンの低負荷運転状態などにおいて、油圧により吸気弁及び排気弁の開閉作動を停止する油圧作動式弁停止装置を設け、これら装置の作動により、弁特性の変更や減気筒運転などが行われている。

例えば、特許文献１には、油圧作動式の弁特性制御装置と弁停止装置を共に設けて、これら装置の作動により、弁特性の変更または減気筒運転を行う技術が開示されている。

そして、この特許文献１に記載された装置では、エンジンの運転状態（回転速度、負荷）が弁停止装置を作動させた減気筒運転領域内において、弁特性制御装置や弁停止装置に供される作動圧が所定油圧以下であると判定されたときには、弁特性制御装置の作動を禁止することで、減気筒運転時に弁特性制御装置の作動により油路の油圧が一時的に低下して弁停止装置に供給される油圧の不足によりこの弁停止装置が誤作動してエンジンが不安定になるのを防止するようになっている。

特許４７９２４７８号

しかし、減気筒運転中にも稼働している気筒において、エンジンの運転状態に応じた弁特性制御を行うことで、エンジンの燃費を更に向上できるが、この従来技術は、減気筒運転中は弁特性制御装置の作動を禁止しており、そもそも減気筒運転中に弁特性制御を行うという技術的思想がないため、当該従来技術により得られるエンジンの燃費向上の効果も低い。

そこで、本発明は、油圧作動式弁停止装置の作動による減気筒運転中においても、弁停止装置の誤作動を防止しながら、油圧作動式弁特性制御装置を作動させて適切な弁特性の制御を行い、更にエンジンの燃費を向上させることを課題とする。

前記課題を解決するため、本発明に係る多気筒エンジンの制御装置は、次のように構成したことを特徴とする。

まず、本願の請求項１に係る発明は、
オイルポンプと、該オイルポンプから供給されるオイルの油圧により吸気弁と排気弁のうち少なくとも一方の弁の特性を変更する油圧作動式弁特性制御装置と、前記油圧により吸気弁と排気弁のうちの少なくとも一方の弁を停止させて減気筒運転する油圧作動式弁停止装置とを備えた多気筒エンジンの制御装置において、
前記オイルポンプからオイルが吐出される主油路から分岐し、第１方向切替弁を介して前記油圧作動式弁特性制御装置にオイルを供給する第１分岐油路と、
前記主油路から分岐し、第２方向切替弁を介して前記油圧作動式弁停止装置にオイルを供給する第２分岐油路と、を備え、
前記第２分岐油路に、減気筒運転中に前記油圧作動式弁特性制御装置が作動する間、当該第２分岐油路を遮蔽する遮蔽弁を備える
ことを特徴とする。

また、本願の請求項２に係る発明は、請求項１に係る発明において、
前記遮蔽弁は、前記主油路における油圧が前記油圧作動式弁停止装置の要求油圧以上になると開弁するようにスプリングで付勢され、上流側から下流側への一方向のみにオイル流れを規制する逆止弁である
ことを特徴とする。

また、本願の請求項３に係る発明は、請求項１または請求項２のいずれか１項に係る発明において、
前記油圧作動式弁特性制御装置は、進角油圧室と遅角油圧室を備え、各油圧室へ供給する油圧を制御することでクランクシャフトに対するカムシャフトの相対回転位相を変更する構成である
ことを特徴とする。

以上の構成により、本願の各請求項に係る発明によれば、次の効果が得られる。

請求項１に係る発明によれば、減気筒運転中に油圧作動式弁特性制御装置が作動する間は、第２分岐油路に設けられた遮蔽弁により主油路と油圧作動式弁停止装置との間のオイルの流れが遮蔽されるため、油圧作動式弁特性制御装置の作動により主油路の油圧が一時的に低下することが防止される。これにより、油圧作動式弁停止装置に供給されるオイルの油圧が低下して弁停止装置が誤作動し、吸気弁と排気弁を停止状態に保持する減気筒運転ができなくなるのを防止できる。したがって、減気筒運転中に弁特性を変更することで、エンジンの燃費性能を更に向上することが可能である。

請求項２に係る発明によれば、主油路の油圧が弁停止装置の要求油圧以上のときは、この逆止弁が開弁するため第２分岐油路の油圧が主油路の油圧と同じになり、弁停止装置に要求油圧以上の油圧を供給できる。一方で、主油路の油圧が弁停止装置の要求油圧未満のときは、逆止弁が閉弁するため、第２分岐油路の油圧は、主油路の油圧の影響を受けず、
弁停止装置の要求油圧が維持される。従って、特段の制御を行わなくとも、第２分岐油路にスプリング付勢の逆止弁を設けるという簡単な構成の追加のみで、油圧作動式弁停止装置の誤作動を防止できる。

請求項３に係る発明によれば、油圧作動式弁特性制御装置が進角油圧室と遅角油圧室を備えた可変バルブタイミング機構であり、減気筒運転中に吸気側及び排気側の油圧作動式弁特性制御装置が同時に作動した場合であっても、上述の請求項１に係る発明と同様に、油圧不足により油圧作動式弁停止装置が誤作動するのを確実に防止できる。

本発明の一実施形態であるエンジンの概略構成を示す図である。 油圧作動式弁停止装置の概略構成を示す断面図である。 油圧作動式弁特性制御装置の概略構成を示す側面図である。 オイル供給装置の概略構成を示す図である。 可変容量型オイルポンプの特性を示す図である。 エンジンの減気筒運転領域を示す概念図である。 ポンプの目標油圧の設定について説明する図である。 エンジンの運転状態に対する目標油圧を示す油圧制御マップである。 エンジンの運転状態に対するデューティ比を示すデューティ比マップである。 ポンプの流量制御方法を示すフローチャートである。 エンジンの気筒数制御方法を示すフローチャートである。 減気筒運転へ切替時のエンジンの運転状態を示すタイムチャートである。 図４のオイル供給装置の下流の構成を示す拡大図である。

以下、本発明に係るエンジンのオイル供給装置１の実施形態について、図１から図１３を参照しながら説明する。

まず、図１を参照しながら、本発明の実施形態に係るオイル供給装置１が適用されるエンジン２について説明する。図示するように、エンジン２は、第１気筒から第４気筒が順に直列に配置された直列４気筒ガソリンエンジンであり、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４参照）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、クランクケースに回転自在に支持されたクランクシャフト９とがコネクティングロッド１０によって連結された構成を備えており、シリンダブロック５の上部においてシリンダボア７とピストン８によって燃焼室１１が気筒毎に形成されている。

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と排気ポート１３が設けられ、吸気ポート１２及び排気ポート１３を開閉する吸気弁１４及び排気弁１５が各ポート１２、１３に装備されている。これら吸排気弁１４、１５は、リターンスプリング１６、１７により閉方向（図１上方）に付勢されており、回転するカムシャフト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、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動するように構成されている。

エンジン中央にある第２、第３気筒のスイングアーム２０、２１のピボット機構２５ａとして、油圧により自動的にバルブクリアランスをゼロに調整する公知の油圧ラッシュアジャスタ２４（以降、Hydraulic Lash Adjusterの略記を用いて「ＨＬＡ」という）が設けられている。

また、エンジン両端にある第１、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を備える後述する弁停止機構付きＨＬＡ２５（図１参照）が設けられている。この弁停止機構付きＨＬＡ２５は、ＨＬＡ２４と同様に自動的にバルブクリアランスをゼロに調整可能に構成されているが、エンジン２の運転状態に応じて第１、第４気筒の吸排気弁１４、１５の開閉動作を停止させる減気筒運転と、全気筒の吸排気弁１４、１５を開閉動作させる全気筒運転とに切り替え可能にも構成されている。

シリンダヘッド４には、これらＨＬＡ２４及び弁停止機構付き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には、弁停止機構付きＨＬＡ２５用の装着穴２６、２７に連通する２つの油路６１、６２、６３、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の弁停止機構２５ｂ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が自動的にバルブクリアランスを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。

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。

各カムシャフト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下方にあるカムシャフト１８、１９のカム部１８ａ、１９ａと、さらに下方にあるスイングアーム２０、２１とのカムフォロア２０ａ、２１ａとの接触部に滴下するように構成されている。

次に、図２を参照しながら、油圧作動装置の一つである弁停止機構２５ｂについて説明する。弁停止機構２５ｂは、エンジン２の運転状態に応じて第１、第４気筒の吸排気弁１４、１５の開閉動作を停止させる減気筒運転と、全てのＨＬＡ２４を通常動作させることで全気筒の吸排気弁１４、１５に開閉動作をさせる全気筒運転とに切り替えるための機構である。

図示するように、弁停止機構付きＨＬＡ２５は、ピボット機構２５ａと弁停止機構２５ｂを備えている。ピボット機構２５ａは、油圧により自動的にバルブクリアランスをゼロに調整するＨＬＡで構成されており、第２、３気筒に用いられている周知のＨＬＡ２４と実質的に同じ構成であるため説明を省略する。弁停止機構２５ｂ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と、該外筒２５１の側周面に対向して設けられた２つの貫通孔２５１ａを出入り可能に設けられ、上方にある軸方向に摺動自在なピボット機構２５ａをロック状態またはロック解除状態に切替可能な一対のロックピン２５２と、これらロックピン２５２を径方向外側へ付勢するロックスプリング２５３、外筒２５１の内底部とピボット機構２５ａの底部との間に設けられ、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を備えている。

図２（ａ）に示すように、ロックピン２５２が外筒２５１の貫通孔２５１ａに嵌合してピボット機構２５ａが上方に突出して固定されたロック状態にあるとき、図１に示すように、ロック状態のピボット機構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、カムシャフト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、第４気筒について弁停止機構２５ｂをこのロック状態にすることで、全気筒運転を行うことができる。

図２（ｂ）に示すように、作動油圧により両ロックピン２５２の外側端面を押圧すると、ロックスプリング２５３の引張力に抗して、両ロックピン２５２は互いに接近するように外筒２５１の内径方向に後退し、外筒２５１の貫通孔２５１ａと嵌合しなくなり、上方にあるピボット機構２５ａが軸方向に移動可能なロック解除状態となる。

このロック解除状態で、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圧されると、図２（ｃ）に示すような弁停止状態となる。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２５４よりも付勢力が強く構成されているため、ロック解除状態でカムシャフト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、弁停止機構２５ｂをロック解除状態にすることで、減気筒運転を行うことができる。

次に、図３を参照しながら、油圧作動装置の一つである可変バルブタイミング機構３２、３３（以下、単に「ＶＶＴ」という。）について説明する。図３（ａ）を参照すると、ＶＶＴ３２、３３は、略円環状のハウジング３３１と、該ハウジング３３１の内部に収容されたロータ３３２を有しており、ハウジング３３１はクランクシャフト９と同期して回転するカムプーリ３３３と、ロータ３３２は吸排気弁１４、１５を開閉させるカムシャフト１８、１９と一体回転可能に連結されている。ハウジング３３１の内部には、ハウジング３３１の内周面とロータ３３２に設けられたベーン３３４とで区画された遅角油圧室３３５と進角油圧室３３６が複数形成されている。これら油圧室３３５、３３６には第１方向切替弁３４、３５を介してオイルを供給するポンプ３６が接続されている。この第１方向切替弁３４、３５の制御により遅角油圧室３３５にオイルを導くと、油圧によりカムシャフト１８、１９は回転方向とは逆向きに動くため、吸排気弁１４、１５の開時期が遅くなり、一方で、進角油圧室３３６にオイルを導くと、油圧によりカムシャフト１８、１９は回転方向に動くため、吸排気弁１４、１５の開時期が早くなる。

図３（ｂ）は、吸気弁１４と排気弁１５の開弁位相を示しており、図からわかるように、ＶＶＴ３２、３３によって吸気弁１４の開弁位相を進角方向（矢印を参照）に変更すると、排気弁１５の開弁期間と吸気弁１４の開弁期間（一点鎖線を参照）がオーバーラップする。このように吸気弁１４と排気弁１５の開弁期間をオーバーラップさせることで、エンジン燃焼時の内部ＥＧＲ量を増加させることができ、ポンピングロスを低減して燃費性能を向上できる。また、燃焼温度を抑えることもできるため、ＮＯｘの発生を抑えて排気浄化を図れる。一方、ＶＶＴ３２、３３によって吸気弁１４の開弁位相を遅角方向に変更すると、排気弁１５と開弁期間と吸気弁１４の開弁期間（実線を参照）がオーバーラップしないため、アイドル運転時には安定燃焼を確保でき、高回転運転時にエンジン出力を向上できる。

次に、図４を参照しながら、本発明の実施形態に係るオイル供給装置１について詳細に説明する。図示するように、本実施形態のオイル供給装置１は、上述のエンジン２にオイルを供給するための装置であり、図示しないクランクシャフト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、単に「ポンプ」という。）と、ポンプ３６に連結され、昇圧されたオイルをエンジン各部に導く給油路５０を備えている。

この給油路５０は、パイプや、シリンダブロック５及びシリンダヘッド４等に穿設された通路からなる。給油路５０は、ポンプ３６に連通され、オイルパン６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メインギャラリ５４と、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６１〜６８を備えている。

本実施形態のポンプ３６は、公知の可変容量型の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、内部に円柱状の空間からなるポンプ収容室を有する断面コ字形状のポンプボディと該ポンプボディの一旦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、ポンプ収容室のほぼ中心部を貫通してクランクシャフト９によって回転駆動される駆動軸３６２と、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及び隣接するべーン３６４と共に複数の作動油室であるポンプ室３６５を画成するカムリング３６６と、ポンプボディ内に収容され、ロータ３６３の回転中心に対するカムリング３６６の偏心量が増大する方向へカムリング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よりも小径な一対のリング部材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。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、ポンプ３６の吐出容量が増えるように構成されている。

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が連結されている。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，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を通じてポンプ３６によってくみ上げられ、オイルフィルタ３７で濾過され、オイルクーラ３８で冷却されて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。

メインギャラリ５４は、４つピストン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、クランクシャフト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シャフト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とに連結されており、このメインギャラリ５４にはオイルが常時供給される。

メインギャラリ５４上の分岐点５４ｃの下流には、順に、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を介してポンプ３６の圧力室３６９への導入孔３６９ａからオイルを供給する油路４０が連結されている。

第３連通路５３の分岐点５３ａから分岐する油路６８は、排気側第１方向切替弁３５を介して排気弁１５の開閉時期を変更するための排気側ＶＶＴ３３の進角油圧室３３６と遅角油圧室３３５に連結されており、第１方向切替弁３５を操作することでオイルが供給されるように構成されている。油路６４の分岐点６４ａから分岐する油路６６は、排気側のスイングアーム２１に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー３０に連結されており、この油路６６には油が常時供給される。油路６４は、排気側のカムシャフト１９のカムジャーナルに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４５（図４の白三角△を参照）と、ＨＬＡ２４（図４の黒三角▲を参照）と、弁停止機構付きＨＬＡ２５（図４の白楕円を参照）とに連結されており、この油路６４にはオイルが常時供給される。

同様に、吸気側についても、第３連通路５３の分岐点５３ｃから分岐する油路６７は、吸気側第１方向切替弁３４を介して吸気弁１４の開閉時期を変更するためのＶＶＴ３２の進角油圧室３２６と遅角油圧室３２５に連結されている。油路６３の分岐点６３ａから分岐する油路６５は、吸気側のスイングアーム２０に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー２９に連結されている。第３連通路５３の分岐点５３ｄから分岐する油路６３は、吸気側のカムシャフト１８のカムジャーナルに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４４（図４の白三角△を参照）と、ＨＬＡ２４（図４の黒三角▲を参照）と、弁停止機構付きＨＬＡ２５（図４の白楕円を参照）とに連結されている。

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を介して分岐点６９ａで分岐して排気側及び吸気側の第２方向切替弁４６、４７を介して排気側及び吸気側の弁停止機構付きＨＬＡ２５の弁停止機構２５ｂにそれぞれ連結されており、これら第２方向切替弁４６、４７を操作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。さらに、この油路６９上の逆止弁４８と分岐点５３ｃの間には油圧を検知する油圧センサ７０が接続されている。

クランクシャフト９とカムシャフト１８、１９を回転自在に支持するメタルベアリング、オイルジェット２８、オイルシャワー２９、３０等に供給された潤滑用及び冷却用オイルは、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内に滴下して環流される。

エンジンの運転状態は各種センサによって検出される。例えば、クランクポジションセンサ７１によりクランクシャフト９の回転角度が検出され、その検出信号に基づいてエンジン回転速度が算出される。スロットルポジションセンサ７２によりスロットルバルブの開度が検出され、これに基づいてエンジン負荷が算出される。油温センサ７３及び油圧センサ７０によりエンジンオイルの温度及び圧力がそれぞれ検出される。カムシャフト１８、１９の近傍に設けられたカム角センサ７４によりカムシャフト１８、１９の回転位相が検出され、このカム角に基づいてＶＶＴ３２、３３の作動角が検出される。また、エンジン２を冷却する冷却水の水温が、水温センサ７５によって検出される。

コントローラ１００は、マイクロコンピュータ等からなり、各種センサ（クランクポジションセンサ７１、スロットルポジションセンサ７２、油温センサ７３、油圧センサ７０等）からの検出信号を入力する信号入力部、制御に係る演算処理を行う演算部、制御対象となる装置（後述する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、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）を記憶する記憶部を備えている。

リニアソレノイドバルブ４９は、エンジンの運転状態に応じてポンプ３６からの吐出量を制御するためのポンプ制御装置である。リニアソレノイドバルブ４９の開弁時にポンプ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。

エンジン２の運転状態に基づいてコントローラ１００から送られてきたデューティ比の制御信号に応じて、リニアソレノイドバルブ４９はポンプ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、ポンプ３６の吐出量（流量）を制御する。つまり、デューティ比によってポンプ３６の容量が制御される。ここで、ポンプ３６はエンジン２のクランクシャフト９で駆動するため、図５に示すように、ポンプ３６の流量（吐出量）はエンジン回転速度と比例する。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ポンプ３６の流量の傾きが減る。

次に、図６を参照しながら、エンジンの減気筒運転について説明する。エンジンの減気筒運転または全気筒運転は、エンジン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の冷却水の水温から把握されるエンジンの運転状態が、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、エンジンの運転状態がこれら減気筒運転領域と減気筒運転準備領域の外にあるときは、全気筒運転を実行する。

図６（ａ）を参照すると、例えば、所定のエンジン負荷で加速して、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、Ｖ２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以上、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。

図６（ｂ）を参照すると、例えば、所定のエンジン回転速度、所定のエンジン負荷で走行し、エンジンが暖機して冷却水の温度が上昇する場合、水温がＴ０未満では全気筒運転を行い、水温がＴ０以上、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。

もし、この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、エンジンの燃費効率が下がってしまう。

そこで、本実施形態では、エンジン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マップ（図７（ａ）参照）を設定しておく。

なお、図６（ａ）に示すように、減気筒運転領域の高エンジン負荷側に隣接する、一点鎖線で示された領域を減気筒運転準備領域としてもよい。これにより、例えば、所定のエンジン回転速度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、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。

次に、図７を参照しながら、各油圧作動装置の要求油圧とポンプ３６の目標油圧について説明する。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、エンジンの運転状態に応じて変化する。そのため、全てのエンジン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、当該ポンプ３６は、エンジン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、クランクシャフトのジャーナル等のメタルベアリング及びＶＶＴ３２、３３の要求油圧を満たすように目標油圧を設定すればよい。なぜなら、このように目標油圧を設定すれば、要求油圧が比較的低い他の油圧作動装置は当然に要求油圧が満たされるからである。

図７（ａ）を参照すると、エンジンが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、エンジンの運転状態に応じて変化する。例えば、ＶＶＴ要求油圧は、所定のエンジン回転速度（Ｖ０）以上ではほぼ一定である。メタルベアリングの要求油圧（「メタル要求油圧」と図示）は、エンジン回転速度が大きくなるにつれて大きくなる。弁停止要求油圧は、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以下ではメタル要求油圧しかなく、エンジン回転速度がＶ０からＶ２では、ＶＶＴ要求油圧が最も高く、エンジン回転速度がＶ２から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から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ポンプ３６の目標油圧に設定する必要がある。

ここで、減気筒運転を行うエンジン回転速度（Ｖ２からＶ３）の前後のエンジン回転速度（Ｖ１からＶ２、Ｖ３からＶ４）においては、減気筒運転の準備のために目標油圧が、弁停止要求油圧に向けて予め昇圧するように基準目標油圧から補正して設定されている。これによれば、図６において説明したように、エンジン回転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目標油圧の一例が、図７（ａ）の太線（Ｖ１からＶ２、Ｖ３からＶ４）で示されている。

さらに、ポンプ３６の応答遅れやポンプ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また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目標油圧の一例が、図７（ａ）に太線（Ｖ０以下、Ｖ０からＶ１、Ｖ４からＶ５）で示されている。

図７（ｂ）を参照すると、エンジンが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の運転状態に応じて変化し、例えば、ＶＶＴ要求油圧は、所定のエンジン回転速度（Ｖ０´）以上ではほぼ一定であり、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は、所定のエンジン回転速度まではエンジン回転速度に応じて高くなり、その所定のエンジン回転速度以上では一定である。

高負荷運転の場合も低負荷運転の場合と同様に、エンジン回転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、適宜補正を行って設定されたオイルポンプ目標油圧の一例が、図７（ｂ）に太線（特に、Ｖ０´以下、Ｖ１´からＶ２´）で示されている。

なお、図示されているオイルポンプ目標油圧は、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。

次に、図８を参照しながら、油圧制御マップについて説明する。図７で示したオイルポンプ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オイルポンプ目標油圧を３次元グラフに表したのが、図８に示した油圧制御マップである。すなわち、この油圧制御マップは、エンジンの運転状態（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エンジンの運転状態に応じた目標油圧が予め設定されたものである。

図８（ａ）、図８（ｂ）及び図８（ｃ）は、エンジン（油温）が高温時、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、エンジンを始動してエンジンが冷間状態（油温がＴ１未満）にあるときは、コントローラ１００は、図８（ｃ）に示す冷間時の油圧制御マップに基づいてエンジンの運転状態（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。エンジンが暖機してオイルが所定の油温Ｔ１以上になると、図８（ｂ）に示す温間時の油圧制御マップに基づいて目標油圧を読み取り、エンジンが完全に暖機してオイルが所定の油温Ｔ２（＞Ｔ１）以上になると、図８（ａ）に示す高温時の油圧制御マップに基づいて目標油圧を読み取る。

なお、この実施形態では、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、より細かく温度範囲を分けてより多くの油圧制御マップを用意してよい。また、１つの油圧制御マップ（例えば、温間時の油圧制御マップ）が対象とする温度範囲内（Ｔ１≦ｔ＜Ｔ２）にある油温ｔはいずれも同じ値の目標油圧Ｐ１を読み取ったが、前後の温度範囲内（Ｔ２≦ｔ）の目標油圧（Ｐ２）を考慮して、油温ｔに応じて目標油圧ｐを比例換算（ｐ＝（ｔ−Ｔ１）×（Ｐ２−Ｐ１）／（Ｔ２−Ｔ１））により算出できるようにしてもよい。このように温度に応じた目標油圧をより高精度に読み取り、算出可能にすることで、より高精度なポンプ容量の制御が可能になる。

次に、図９を参照しながら、デューティ比マップについて説明する。ここでのデューティ比マップとは、前述の油圧制御マップからエンジンの運転状態（エンジン回転速度、エンジン負荷、油温）ごとの目標油圧を読み取り、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ポンプ３６から供給されるオイルの目標吐出量を設定し、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エンジンの運転状態に応じた目標デューティ比が予め設定されたものである。

図９（ａ）、図９（ｂ）及び図９（ｃ）は、エンジン（油温）が高温時、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、エンジン始動時は、エンジンが冷間状態であるため、コントローラ１００は、図９（ｃ）に示す冷間時のデューティ比マップに基づいてエンジンの運転状態（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。エンジンが暖機してオイルが所定の油温Ｔ１以上になると、図９（ｂ）に示す温間時のデューティ比マップに基づいて目標デューティ比を読み取り、エンジンが完全に暖機してエンジンが所定の油温Ｔ２（＞Ｔ１）以上になると、図９（ａ）に示す高温時のデューティ比マップに基づいて目標デューティ比を読み取る。

なお、この実施形態では、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、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。これによれば、より高精度なポンプ容量の制御が可能になる。

次に、図１０のフローチャートに従って、コントローラ１００によるポンプ３６の流量（吐出量）制御方法について以下に説明する。

まず、エンジン２を始動して、エンジン２の運転状態を把握するため、各種センサからエンジン負荷、エンジン回転速度及び油温を読み込む（ステップＳ１）。

次に、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（ステップＳ２）。

ステップＳ２で読み取られた目標デューティ比と現在のデューティ比を比較する（ステップＳ３）。

ステップＳ３で、現在のデューティ比が目標デューティ比に達していると判定されると次のステップＳ５へ進む。

ステップＳ３で、現在のデューティ比が目標デューティ比に達していないと判定されると、目標デューティ比をリニアソレノイドバルブ４９へ信号を出力してから次のステップＳ５へ進む（ステップＳ４）。

次に、油圧センサ７０から現在の油圧を読み込む（ステップＳ５）。

次に、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（ステップＳ６）。

ステップＳ６で読み取られた目標油圧と現在の油圧を比較する（ステップＳ７）。

ステップＳ７で、現在の油圧が目標油圧に達していないと判定されると、リニアソレノイドバルブ４９への目標デューティ比を所定割合変更した出力信号を出して、ステップＳ５に戻る（ステップＳ８）。

ステップＳ７で、現在の油圧が目標油圧に達していると判定されると、エンジン負荷、エンジン回転速度及び油温を読み込む（ステップＳ９）。

最後に、エンジン負荷、エンジン回転数及び油温が変わったか判定して（ステップＳ１０）、変わったと判定されると、ステップＳ２に戻り、変わっていないと判定されるとステップＳ５に戻る。なお、上述の制御は、エンジン２が停止するまで継続される。

上述のポンプ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を実現している。

次に、図１１のフローチャートに従って、コントローラ１００による気筒数制御方法について以下に説明する。

まず、エンジン２を始動し、エンジンの運転状態を把握するため各種センサからエンジン負荷、エンジン回転速度及び水温を読み込む（ステップＳ１１）。

次に、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）判定する（ステップＳ１２）。

ステップＳ１２で、弁停止作動条件を満たしていない（減気筒運転領域内にない）と判定されると、４気筒運転を行う（ステップＳ１３）。

ステップＳ１２で、弁停止作動条件を満たしていると判定されると、ＶＶＴ３２、３３につながる第１方向切替弁３４、３５を作動する（ステップＳ１４）。

次に、カム角センサ７４から現在のカム角を読み込む（ステップＳ１５）。

次に、読み込んだ現在のカム角に基づいてＶＶＴ３２、３３の現在の作動角を算出し、この現在の作動角が目標の作動角となっているか判定する（ステップＳ１６）。

ステップＳ１６で、ＶＶＴ３２、３３の現在の作動角が目標の作動角（θ_１）になっていないと判定されると、ステップＳ１５に戻る（ステップＳ１４）。すなわち、目標の作動角になるまで第２方向切替弁４６、４７の作動を禁止する。

Ｓ１６で目標の作動角になったと判定されると、第２方向切替弁４６、４７を作動させて２気筒運転を行う（ステップＳ１７）。

次に、図１２を参照しながら、エンジンの運転状態が減気筒運転領域内に入る減気筒運転要求時においてＶＶＴ３２、３３が作動している場合に、図１１に示した気筒数制御方法を実行した具体例について説明する。

時刻ｔ１において、ＶＶＴ３２、３３の第１方向切替弁３４、３５が作動される。これにより、ＶＶＴ３２、３３の進角油圧室３２６、３３６へのオイルの供給が開始され、ＶＶＴ３２、３３の作動角が変化する（θ２からθ１）。これにより、油圧が弁停止要求油圧Ｐ１よりも低下する。

ここで、現在のエンジンの運転状態が減気筒運転領域内に入り弁停止作動条件を満たした場合、ＶＶＴ３２、３３の作動を継続させてＶＶＴ３２、３３の作動角が目標の作動角θ１に達するまで、すなわち、油圧が弁停止要求油圧Ｐ１よりも低下している間は、弁停止機構２５ｂを作動させない。

時刻ｔ２において、ＶＶＴ３２、３３の作動角が目標の作動角θ１になり、ＶＶＴ３２、３３の作動が完了すると、ＶＶＴ３２、３３の進角油圧室３２６、３３６へのオイルの供給が終了するため、油圧が弁停止要求油圧Ｐ１まで戻る。

油圧が弁停止要求油圧Ｐ１に戻った時刻ｔ２以降の時刻ｔ３において、第２方向切替弁４６、４７が作動されて弁停止機構２５ｂに油圧が供給され、エンジンは４気筒運転から２気筒運転に切り替わる。上記のように、ＶＶＴ３２、３３の進角制御した後に、減気筒（２気筒）運転に移行するため、吸排気弁１４、１５の進角制御により吸気充填量を高めて２気筒で負荷を受け持つこととなりエンジンの回転変動を抑制することができる。

図１３は、図４のオイル供給装置１の下流側の構成を拡大して、吸気側と排気側をまとめて簡略化して示した図である。図示するように、ポンプ３６からオイルが吐出されるメインギャラリ５４に通じる第３連通路５３から油路６７、６８、６９が分岐している。油路６７、６８には、第１方向切替弁３４、３５を介して進角油圧室３２６、３３６と遅角油圧室３２５、３３５が接続されている。また、油路６９には、逆止弁４８と第２方向切替弁４６、４７を介して弁停止機構付きＨＬＡ２５の弁停止機構２５ｂが接続されている。

この逆止弁４８は、第３連通路５３における油圧が、弁停止機構２５ｂの要求油圧以上になると開弁するようにスプリングで付勢され、上流側から下流側への一方向のみにオイル流れを規制する。また、この逆止弁４８は、ＶＶＴ３２、３３の要求油圧より大きい油圧で開弁するものである。

ここで、弁停止機構２５ｂを作動させる減気筒運転中にＶＶＴ３２、３３が作動すると、第３連通路５３の油圧が低下するが、油路６９に設けられた逆止弁４８によって、弁停止機構２５ｂから油路６９上で逆止弁４８の上流にある第３連通路５３へのオイルの流れが遮蔽されるため、油路６９上で逆止弁４８の下流側にある弁停止機構２５ｂでの要求油圧が確保される。

以上の実施形態によれば、エンジンの運転状態ごとにＶＶＴ３２、３３、弁停止機構２５ｂ及びオイルジェット２８等の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エンジンの運転状態に応じた目標油圧が予め設定された油圧制御マップから現時点の目標油圧が設定されているため、油路の油圧をこの目標油圧に一致させることで、各油圧作動装置の作動油圧及びオイル噴射圧等の要求油圧を確保することができる。また、この目標油圧を実現するように油路の油圧を検出値に基づいてフィードバック制御するため、ポンプ３６の容量を精度良く制御できる。したがって、エンジンの更なる燃費向上を実現できる。

また、油圧制御マップは、弁停止機構２５ｂが作動するエンジンの運転領域の隣接領域では最も高い要求油圧よりも高い補正油圧が設定されているため、この油圧制御マップに基づいてポンプ３６を制御することで、弁停止機構２５ｂの作動応答性を高めて減気筒運転への移行を促進でき、燃費低減効果を高めることができる。

さらに、ＶＶＴ３２、３３を作動させると、特に、エンジン２が低速回転時でポンプ３６からのオイル吐出量が少ないときに、吸気側と排気側のＶＶＴ３２、３３を同時に作動させると、ＶＶＴ３２、３３と通じる第３連通路５３の油圧が低下するが、本実施形態によれば、減気筒運転中にＶＶＴ３２、３３が作動している間は、油路に設けられた逆止弁４８により第３連通路５３と弁停止機構２５ｂとの間のオイルの流れが遮蔽されるため、ＶＶＴ３２、３３の作動により油路の油圧が一時的に低下することが防止される。これにより、弁停止機構２５ｂに供給されるオイルの油圧が低下して弁停止機構２５ｂが誤作動し、吸気弁１４と排気弁１５を停止状態に保持する減気筒運転ができなくなるのを防止できる。したがって、減気筒運転中に弁特性を変更することで、エンジンの燃費性能を更に向上することが可能である。

また、第３連通路５３の油圧が弁停止機構２５ｂの要求油圧以上のときは、この逆止弁４８が開弁するため油路６９の油圧が第３連通路５３の油圧と同じになり、弁停止機構２５ｂに要求油圧以上の油圧を供給できる。一方で、第３連通路５３の油圧が弁停止機構２５ｂの要求油圧未満のときは、逆止弁４８が閉弁するため、油路６９の油圧は、第３連通路５３の油圧の影響を受けず、弁停止機構２５ｂの要求油圧が維持される。従って、特段の制御を行わなくとも、油路６９にスプリング付勢の逆止弁４８を設けるという簡単な構成の追加のみで、弁停止機構２５ｂの誤作動を防止できる。

さらに、本実施形態によれば、減気筒運転要求時において、ＶＶＴ３２、３３が作動しているときは、ＶＶＴ３２、３３の作動完了後、弁停止機構２５ｂが作動するため、ＶＶＴ３２、３３の作動により低下した油圧が再び上昇した後に弁停止機構２５ｂが作動することとなり、油圧不足により弁停止機構２５ｂが誤作動するのを防止できる。したがって、ＶＶＴ３２、３３と弁停止機構２５ｂを同時に確実に作動できる。

なお、本発明は例示された実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲において、種々の改良及び設計上の変更が可能であることは言うまでもない。

例えば、本実施形態では、直列４気筒ガソリンエンジンに適用したが、本発明の気筒数は何気筒であっても良く、また、ディーゼルエンジンに適用しても良い。また、本実施形態では、ポンプ３６を制御するためにリニアソレノイドバルブを用いたが、これに限るものではなく、電磁制御弁を用いても良い。

また、本実施形態では、弁停止機構２５ｂの油路に逆止弁４８を設け、該逆止弁４８として、弁停止機構２５ｂの要求油圧以上で開弁し、かつ、ＶＶＴ３２、３３の要求油圧より大きい油圧で開弁するものを用いたが、弁停止機構２５ｂとＶＶＴ３２、３３の作動期間が重なるような減気筒要求と弁特性制御要求があったときの弁停止機構２５ｂの誤動作の防止のみを目的とする場合には、逆止弁４８としてＶＶＴ３２、３３の要求油圧より大きい油圧で開弁するものを用いれば、この目的を達することができる。なお、このような逆止弁４８の替わりに、ＶＶＴ３２、３３の作動角に基づいて所望のタイミングで開閉の制御ができる公知の電磁制御弁を用いてもよい。

以上のように、本発明によれば、自動車用等のエンジンにおいて、油圧作動式弁停止装置の作動による減気筒運転中においても、弁停止装置の誤作動を防止しながら、油圧作動式弁特性制御装置を作動させて適切な弁特性の制御を行い、更にエンジンの燃費を向上できるため、この種のエンジンの製造産業分野において好適に利用される。

１ オイル供給装置
２ 多気筒エンジン
９ クランクシャフト
１４ 吸気弁
１５ 排気弁
１８、１９ カムシャフト
２５ｂ 弁停止機構（油圧作動式弁停止装置）
２８ オイルジェット（オイル噴射弁）
３２、３３ 可変バルブタイミング機構（油圧作動式弁特性制御装置）
３４、３５ 第１方向切替弁
３６ 可変容量型オイルポンプ
４６、４７ 第２方向切替弁
４８ 逆止弁
４９ リニアソレノイドバルブ（ポンプ制御装置）
５３ メインギャラリ（主油路）
６７、６８ 油路（第１分岐油路）
６９ 油路（第２分岐油路）
７０ 油圧センサ（油圧検出手段）
１００ コントローラ（制御手段）
３２５、３３５ 遅角油圧室
３２６、３３６ 進角油圧室

Claims (3)

1. オイルポンプと、該ポンプから供給されるオイルの油圧により吸気弁と排気弁のうち少なくとも一方の弁の特性を変更する油圧作動式弁特性制御装置と、前記油圧により吸気弁と排気弁のうちの少なくとも一方の弁を停止させて減気筒運転する油圧作動式弁停止装置とを備えた多気筒エンジンの制御装置において、
   前記ポンプからオイルが吐出される主油路から分岐し、第１方向切替弁を介して前記油圧作動式弁特性制御装置にオイルを供給する第１分岐油路と、
   前記主油路から分岐し、第２方向切替弁を介して前記油圧作動式弁停止装置にオイルを供給する第２分岐油路と、を備え、
   前記第２分岐油路に、減気筒運転中に前記油圧作動式弁特性制御装置が作動する間、当該第２分岐油路を遮蔽する遮蔽弁を備える
   ことを特徴とする多気筒エンジンの制御装置。
2. 前記遮蔽弁は、前記主油路における油圧が前記油圧作動式弁停止装置の要求油圧以上になると開弁するようにスプリングで付勢され、上流側から下流側への一方向のみにオイル流れを規制する逆止弁である
   ことを特徴とする請求項１に記載の多気筒エンジンの制御装置。
3. 前記油圧作動式弁特性制御装置は、進角油圧室と遅角油圧室を備え、各油圧室へ供給する油圧を制御することでクランクシャフトに対するカムシャフトの相対回転位相を変更する構成である
   ことを特徴とする請求項１または請求項２のいずれか１項に記載の多気筒エンジンの制御装置。

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