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JP7517141B2 - Hydraulic control device for variable valve mechanism - Google Patents

Hydraulic control device for variable valve mechanism Download PDF

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JP7517141B2 JP2020217464A JP2020217464A JP7517141B2 JP 7517141 B2 JP7517141 B2 JP 7517141B2 JP 2020217464 A JP2020217464 A JP 2020217464A JP 2020217464 A JP2020217464 A JP 2020217464A JP 7517141 B2 JP7517141 B2 JP 7517141B2
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Description

本発明は、可変動弁機構の油圧制御装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic control device for a variable valve mechanism.

クランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相を変更することができる油圧式の可変動弁機構の油圧制御装置が知られている。このような油圧制御装置では、実位相を目標位相に一致するように、実油圧が目標油圧に制御される(例えば特許文献1参照)。 There is known a hydraulic control device for a hydraulic variable valve mechanism that can change the rotational phase of the camshaft relative to the crankshaft. In such a hydraulic control device, the actual hydraulic pressure is controlled to the target hydraulic pressure so that the actual phase coincides with the target phase (see, for example, Patent Document 1).

特開2016-037869号公報JP 2016-037869 A

カムシャフトには、吸気弁又は排気弁に加えて、高圧燃料ポンプやバキュームポンプを駆動する場合がある。この場合、カムシャフトには、高圧燃料ポンプやバキュームポンプからの回転の抵抗となる負荷トルクが作用する。このため、目標位相が同じ場合であっても、負荷トルクの大きさが異なっていると、実位相を目標位相に維持するための目標油圧も異なる。このため、このような負荷トルクを考慮せずに目標油圧を算出すると、実位相を目標位相に維持することができる油圧に対して実際の油圧が不足して、実位相を目標位相に維持することができないおそれがある。 In addition to the intake or exhaust valves, the camshaft may also drive a high-pressure fuel pump or a vacuum pump. In this case, the camshaft is subjected to a load torque that acts as a resistance to rotation from the high-pressure fuel pump or the vacuum pump. For this reason, even if the target phase is the same, if the magnitude of the load torque is different, the target oil pressure for maintaining the actual phase at the target phase will also be different. For this reason, if the target oil pressure is calculated without taking such load torque into consideration, the actual oil pressure may be insufficient for the oil pressure that can maintain the actual phase at the target phase, and the actual phase may not be maintained at the target phase.

そこで本発明は、油圧不足の発生を抑制した可変動弁機構の油圧制御装置を提供することを目的とする。 The present invention aims to provide a hydraulic control device for a variable valve mechanism that suppresses the occurrence of hydraulic pressure shortages.

上記目的は、クランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相を変更することができる油圧式の可変動弁機構の油圧制御装置であって、前記可変動弁機構による目標位相に基づいて、前記回転位相を前記目標位相に維持できる前記可変動弁機構に供給される油圧の目標値である第1目標油圧を算出する第1算出部と、前記カムシャフトの回転により駆動される装置から前記カムシャフトが受ける、前記カムシャフトの回転の抵抗となる負荷トルクに基づいて、前記回転位相を前記目標位相に維持できる前記可変動弁機構に供給される油圧の目標値である第2目標油圧を算出する第2算出部と、前記第1及び第2目標油圧のうち大きい方を最終的な目標油圧に決定する決定部と、を備え、前記可変動弁機構は、前記カムシャフトに連結された一体的に回転するベーンロータ、及び前記ベーンロータを収容し前記ベーンロータと同軸上に配置され前記ベーンロータに対して相対回転可能なハウジング、を含み、前記ハウジングの内部には、前記ベーンロータのベーンによって仕切られる進角室及び遅角室が形成され、前記進角室は、前記ベーンに対して前記ベーンロータの回転方向とは反対側に配置され、前記遅角室は、前記ベーンに対して前記ベーンロータの回転方向側に配置され、前記可変動弁機構は、前記進角室へ供給されるオイルの流通を許容するがその逆流を抑制するチェック弁、及び前記ベーンロータを進角側に付勢するアシストスプリング、を含み、前記負荷トルクは、カムフリクショントルク、高圧燃料ポンプトルク、及びバキュームポンプトルクの合計値から逆流防止トルク及びアシストスプリングトルクを減算することにより算出され、前記カムフリクショントルクは、機関バルブの開閉動作に伴って前記カムシャフトが受けるトルクであり、前記高圧燃料ポンプトルクは、高圧燃料ポンプが前記カムシャフトに与えるトルクであり、前記バキュームポンプトルクは、バキュームポンプが前記カムシャフトに与えるトルクであり、前記逆流防止トルクは、前記チェック弁により前記進角室に流入したオイルの逆流が抑制されることにより、前記ベーンロータを遅角側に戻すことを妨げるトルクであり、前記アシストスプリングトルクは、前記アシストスプリングによるトルクであり、前記カムフリクショントルク、前記高圧燃料ポンプトルク、前記バキュームポンプトルク、及び前記逆流防止トルクのそれぞれは、前記クランクシャフトのクランク角に基づいて算出された機関回転速度に基づいて算出され、前記カムフリクショントルク、前記高圧燃料ポンプトルク、及び前記バキュームポンプトルクのそれぞれの大きさは、前記機関回転速度が速いほど増大するように算出され、前記逆流防止トルクの大きさは、前記機関回転速度が速いほど低下するように算出され、前記アシストスプリングトルクは、固定値として算出される、可変動弁機構の油圧制御装置によって達成できる。 The object of the present invention is to provide a hydraulic control device for a hydraulic variable valve mechanism capable of changing the rotational phase of a camshaft relative to a crankshaft, comprising: a first calculation unit that calculates a first target hydraulic pressure, which is a target value of hydraulic pressure to be supplied to the variable valve mechanism capable of maintaining the rotational phase at the target phase, based on a target phase by the variable valve mechanism; a second calculation unit that calculates a second target hydraulic pressure, which is a target value of hydraulic pressure to be supplied to the variable valve mechanism capable of maintaining the rotational phase at the target phase, based on a load torque that the camshaft receives from a device driven by the rotation of the camshaft and that serves as resistance to the rotation of the camshaft; and a determination unit that determines the larger of the first and second target hydraulic pressures as a final target hydraulic pressure. the variable valve mechanism includes a vane rotor connected to the camshaft and rotating integrally therewith, and a housing that houses the vane rotor, is arranged coaxially with the vane rotor and is rotatable relative to the vane rotor, an advance angle chamber and a retard angle chamber partitioned by vanes of the vane rotor are formed inside the housing, the advance angle chamber is arranged on the opposite side of the rotation direction of the vane rotor with respect to the vanes, and the retard angle chamber is arranged on the rotation direction side of the vane rotor with respect to the vanes, and the variable valve mechanism includes a check valve that allows the flow of oil supplied to the advance angle chamber but suppresses its backflow, and an assist spring that urges the vane rotor to the advance angle side. the load torque is calculated by subtracting a backflow prevention torque and an assist spring torque from a total value of a cam friction torque, a high-pressure fuel pump torque, and a vacuum pump torque, the cam friction torque is a torque that the camshaft receives in association with an opening and closing operation of an engine valve, the high-pressure fuel pump torque is a torque that the high-pressure fuel pump applies to the camshaft, the vacuum pump torque is a torque that the vacuum pump applies to the camshaft, the backflow prevention torque is a torque that prevents the vane rotor from returning to the retard side due to the check valve suppressing the backflow of oil that has flowed into the advance chamber, and the assist spring torque is a torque that prevents the vane rotor from returning to the retard side due to the check valve suppressing the backflow of oil that has flowed into the advance chamber, This can be achieved by a hydraulic control device for a variable valve mechanism, in which an assist spring torque is a torque due to the assist spring, and each of the cam friction torque, the high-pressure fuel pump torque, the vacuum pump torque, and the backflow prevention torque is calculated based on an engine rotation speed calculated based on a crank angle of the crankshaft, the magnitudes of the cam friction torque, the high-pressure fuel pump torque, and the vacuum pump torque are calculated to increase as the engine rotation speed becomes faster, the magnitude of the backflow prevention torque is calculated to decrease as the engine rotation speed becomes faster, and the assist spring torque is calculated as a fixed value .

本発明によれば、油圧不足の発生を抑制した可変動弁機構の油圧制御装置を提供できる。 The present invention provides a hydraulic control device for a variable valve mechanism that suppresses the occurrence of hydraulic pressure shortages.

図1は、内燃機関の概略構成を示した模式図である。FIG. 1 is a schematic diagram showing a general configuration of an internal combustion engine. 図2は、オイルポンプの内部構成を示した図である。FIG. 2 is a diagram showing the internal configuration of the oil pump. 図3は、オイルポンプの内部構成を示した図である。FIG. 3 is a diagram showing the internal configuration of the oil pump. 図4A及び図4Bは、OCVの内部構成の説明図である。4A and 4B are explanatory diagrams of the internal configuration of the OCV. 図5は、VVTの概略構成を示した図である。FIG. 5 is a diagram showing a schematic configuration of a VVT. 図6は、制御装置が実行する目標油圧決定制御の一例を示したフローチャートである。FIG. 6 is a flowchart showing an example of the target hydraulic pressure determination control executed by the control device. 図7は、制御装置が実行する第2目標油圧Bの算出制御の一例を示したフローチャートである。FIG. 7 is a flowchart showing an example of the calculation control of the second target hydraulic pressure B executed by the control device. 図8Aは、機関回転速度NEとカムフリクショントルクT1を規定したマップであり、図8Bは、機関回転速度NEと高圧燃料ポンプトルクT2を規定したマップであり、図8Cは、機関回転速度NEとバキュームポンプトルクT3を規定したマップである。FIG. 8A is a map which defines the engine rotation speed NE and the cam friction torque T1, FIG. 8B is a map which defines the engine rotation speed NE and the high-pressure fuel pump torque T2, and FIG. 8C is a map which defines the engine rotation speed NE and the vacuum pump torque T3. 図9Aは、機関回転速度NEと逆流防止トルクT4を規定したマップであり、図9Bは、負荷トルクCTと第2目標油圧Bを規定したマップである。9A is a map that defines the engine speed NE and the backflow prevention torque T4, and FIG. 9B is a map that defines the load torque CT and the second target hydraulic pressure B. As shown in FIG.

[内燃機関10の概略構成]
図1は、内燃機関10の概略構成を示した図である。図1に示すように、内燃機関10には、吸気通路13及び吸気ポート13aを通じて燃焼室20に空気が吸入されるとともに、ポート噴射弁14p及び筒内噴射弁14dの少なくとも一方から噴射された燃料が燃焼室20に供給される。空気及び燃料で構成される混合気に対して点火プラグ15による点火が行われると、混合気が燃焼してピストン16が往復移動し、内燃機関10の出力軸であるクランクシャフト17が回転する。燃焼後の混合気は排気として燃焼室20から排気通路18に排出される。
[General Configuration of Internal Combustion Engine 10]
Fig. 1 is a diagram showing a schematic configuration of an internal combustion engine 10. As shown in Fig. 1, in the internal combustion engine 10, air is drawn into a combustion chamber 20 through an intake passage 13 and an intake port 13a, and fuel injected from at least one of a port injection valve 14p and an in-cylinder injection valve 14d is supplied to the combustion chamber 20. When an air-fuel mixture consisting of air and fuel is ignited by an ignition plug 15, the mixture is burned, causing a piston 16 to reciprocate, and a crankshaft 17, which is an output shaft of the internal combustion engine 10, to rotate. The burned air-fuel mixture is discharged from the combustion chamber 20 to an exhaust passage 18 as exhaust gas.

内燃機関10の吸気通路13には、吸入空気量を調量するスロットルバルブ29が設けられている。このスロットルバルブ29は、電動モータによって開度が調整される。吸気通路13に繋がる吸気ポート13aには、機関バルブとしての吸気バルブ22が設けられている。排気通路18に繋がる排気ポート18aには、機関バルブとしての排気バルブ23が設けられている。これら吸気バルブ22及び排気バルブ23は、クランクシャフト17の回転が伝達される吸気カムシャフト11及び排気カムシャフト12の回転に伴って開閉動作する。 The intake passage 13 of the internal combustion engine 10 is provided with a throttle valve 29 that adjusts the amount of intake air. The opening of this throttle valve 29 is adjusted by an electric motor. The intake port 13a connected to the intake passage 13 is provided with an intake valve 22 as an engine valve. The exhaust port 18a connected to the exhaust passage 18 is provided with an exhaust valve 23 as an engine valve. The intake valve 22 and exhaust valve 23 open and close in accordance with the rotation of the intake camshaft 11 and exhaust camshaft 12 to which the rotation of the crankshaft 17 is transmitted.

吸気カムシャフト11の一端には、吸気バルブ22のバルブタイミング(開閉タイミング)を変更する可変動弁機構(以下、VVTと称する)70が設けられている。VVT70は、供給されるオイルの圧力(以下、単に油圧と称する)に応じて、クランクシャフト17に対する吸気カムシャフト11の回転位相を調節することにより吸気バルブ22のバルブタイミングを変更する。尚、VVT70に供給されるオイルは、内燃機関10の各可動部に供給される潤滑油である。VVT70の機構については詳しくは後述する。 A variable valve timing mechanism (hereinafter referred to as VVT) 70 that changes the valve timing (opening/closing timing) of the intake valve 22 is provided at one end of the intake camshaft 11. The VVT 70 changes the valve timing of the intake valve 22 by adjusting the rotational phase of the intake camshaft 11 relative to the crankshaft 17 according to the pressure of the oil supplied (hereinafter referred to simply as oil pressure). The oil supplied to the VVT 70 is lubricating oil supplied to each moving part of the internal combustion engine 10. The mechanism of the VVT 70 will be described in detail later.

吸気カムシャフト11の他端には、吸気カムシャフト11の回転によって駆動される高圧燃料ポンプ41が設けられている。高圧燃料ポンプ41は、筒内噴射弁14dに高圧の燃料を供給する。詳細には、吸気カムシャフト11に設けられた高圧燃料ポンプ41用のカムにより、高圧燃料ポンプ41のプランジャが往復動作し、これにより高圧の燃料が筒内噴射弁14dに供給される。 A high-pressure fuel pump 41 driven by the rotation of the intake camshaft 11 is provided at the other end of the intake camshaft 11. The high-pressure fuel pump 41 supplies high-pressure fuel to the in-cylinder injection valve 14d. In detail, a cam for the high-pressure fuel pump 41 provided on the intake camshaft 11 causes the plunger of the high-pressure fuel pump 41 to reciprocate, thereby supplying high-pressure fuel to the in-cylinder injection valve 14d.

吸気カムシャフト11の他端には、吸気カムシャフト11の回転によって駆動されるとともにオイルによって内部が潤滑されるバキュームポンプ42が組み付けられている。このバキュームポンプ42で発生した負圧は、例えば内燃機関10を搭載した車両のブレーキブースタなどで利用される。 A vacuum pump 42 is attached to the other end of the intake camshaft 11. The vacuum pump 42 is driven by the rotation of the intake camshaft 11 and is internally lubricated with oil. The negative pressure generated by the vacuum pump 42 is used, for example, in a brake booster of a vehicle equipped with the internal combustion engine 10.

内燃機関10の各種制御は、制御装置100によって行われる。この制御装置100は、内燃機関10の制御にかかる演算処理を実行するCPU、その制御に必要なプログラムやデータの記憶されたROM、CPUの演算結果が一時的に記憶されるRAM、バックアップメモリ、外部との間で信号を入・出力するための入・出力ポート等を備えて構成されている。 Various types of control of the internal combustion engine 10 are performed by the control device 100. This control device 100 is configured with a CPU that executes calculation processes related to the control of the internal combustion engine 10, a ROM that stores programs and data necessary for that control, a RAM that temporarily stores the results of the CPU's calculations, a backup memory, and input/output ports for inputting and outputting signals to and from the outside.

制御装置100の入力ポートには、次の各種センサなどが接続されている。すなわち、アクセルポジションセンサ28は、車両の運転者によって操作されるアクセルペダル27の操作量(アクセル操作量)を検出する。スロットルポジションセンサ30は、スロットルバルブ29の開度(スロットル開度)を検出する。エアフロメータ31は、吸気通路13を通じて燃焼室20に吸入される空気の量(吸入空気量GA)を検出する。水温センサ32は、内燃機関10の冷却水温THWを検出する。クランク角センサ34は、クランクシャフト17のクランク角を検出し、その検出されたクランク角に基づいて制御装置100は機関回転速度NEを算出する。カム角センサ35は、吸気カムシャフト11の回転位相に対応した信号を出力することで吸気バルブ22の実際のバルブタイミングを検出する。油圧センサ36は、後述するメインギャラリ内でのオイルの圧力Pを検出する。 The following various sensors are connected to the input port of the control device 100. That is, the accelerator position sensor 28 detects the amount of operation (accelerator operation amount) of the accelerator pedal 27 operated by the driver of the vehicle. The throttle position sensor 30 detects the opening degree (throttle opening degree) of the throttle valve 29. The air flow meter 31 detects the amount of air (intake air amount GA) taken into the combustion chamber 20 through the intake passage 13. The water temperature sensor 32 detects the cooling water temperature THW of the internal combustion engine 10. The crank angle sensor 34 detects the crank angle of the crankshaft 17, and the control device 100 calculates the engine rotation speed NE based on the detected crank angle. The cam angle sensor 35 detects the actual valve timing of the intake valve 22 by outputting a signal corresponding to the rotation phase of the intake camshaft 11. The oil pressure sensor 36 detects the oil pressure P in the main gallery described later.

制御装置100の出力ポートには、スロットルバルブ29の電動モータ、ポート噴射弁14p、筒内噴射弁14d、点火プラグ15、及び後述するVVT70に設けられたオイルコントロールバルブやオイルポンプからの油圧を制御するオイルコントロールバルブ等が接続されている。 The output port of the control device 100 is connected to the electric motor of the throttle valve 29, the port injection valve 14p, the in-cylinder injection valve 14d, the spark plug 15, and an oil control valve provided in the VVT 70 (described later) and an oil control valve that controls the oil pressure from the oil pump.

そして、制御装置100は、上記各種センサ等の入力信号に基づいて機関運転状態を把握し、その把握した機関運転状態に応じて上記出力ポートに接続された各種駆動回路に指令信号を出力する。こうしてポート噴射弁14p及び筒内噴射弁14dによる燃料噴射量の制御、点火プラグ15の点火時期の制御、吸気バルブ22のバルブタイミング制御、及びスロットルバルブ29の開度制御等が制御装置100によって実施される。 The control device 100 then grasps the engine operating state based on input signals from the various sensors and outputs command signals to the various drive circuits connected to the output ports according to the grasped engine operating state. In this way, the control device 100 controls the fuel injection amount by the port injection valve 14p and the in-cylinder injection valve 14d, the ignition timing of the spark plug 15, the valve timing of the intake valve 22, and the opening degree of the throttle valve 29.

制御装置100は、機関回転速度NE及び機関負荷KLに基づいて吸気バルブ22の目標バルブタイミング、即ち、クランクシャフト17に対する吸気カムシャフト11の回転位相の目標値である目標位相を算出する。制御装置100は、この目標位相に基づいて後述するオイルコントロールバルブを制御する。また、制御装置100は、機能的に実現される第1算出部、第2算出部、及び決定部により、VVT70の目標油圧決定制御を実行する。制御装置100は、油圧制御装置の一例である。詳しくは後述する。 The control device 100 calculates the target valve timing of the intake valve 22, i.e., the target phase, which is the target value of the rotational phase of the intake camshaft 11 relative to the crankshaft 17, based on the engine speed NE and the engine load KL. The control device 100 controls the oil control valve, which will be described later, based on this target phase. The control device 100 also executes target hydraulic pressure determination control for the VVT 70 by means of a first calculation unit, a second calculation unit, and a determination unit, which are functionally realized. The control device 100 is an example of a hydraulic control device. Details will be described later.

[オイルポンプ5の内部構成]
図2及び図3は、オイルポンプ5の内部構成を示した図である。尚、図2及び図3には、オイルコントロールバルブ(以下、OCVと称する)60についても示している。オイルポンプ5は、可変容量型オイルポンプであり、内燃機関10の各可動部へオイルを供給する。オイルポンプ5は、入力軸5aにより回転される外歯車のドライブロータ51と、これに噛み合って回転される内歯車のドリブンロータ52とを備える。ドリブンロータ52の外周は調整リング53によって保持されている。入力軸5aには、クランクシャフト17の回転がチェーン等を介して伝達され、これにより入力軸5aは回転する。
[Internal configuration of oil pump 5]
2 and 3 are diagrams showing the internal configuration of the oil pump 5. An oil control valve (hereinafter referred to as OCV) 60 is also shown in Fig. 2 and Fig. 3. The oil pump 5 is a variable displacement oil pump, and supplies oil to each moving part of the internal combustion engine 10. The oil pump 5 includes a drive rotor 51, which is an external gear rotated by the input shaft 5a, and a driven rotor 52, which is an internal gear rotated in mesh with the drive rotor 51. The outer periphery of the driven rotor 52 is held by an adjustment ring 53. The rotation of the crankshaft 17 is transmitted to the input shaft 5a via a chain or the like, thereby rotating the input shaft 5a.

オイルポンプ5のハウジング50は、凹状の収容部50aが設けられた本体部50bと、本体部50bの開放端を塞ぐように設けられた不図示のカバーとにより構成される。収容部50aは、ドライブロータ51、ドリブンロータ52、調整リング53等を収容する。本体部50bには不図示の貫通孔が形成され、その貫通孔に入力軸5aが挿通されている。 The housing 50 of the oil pump 5 is composed of a main body 50b with a recessed storage section 50a and a cover (not shown) that is provided to cover the open end of the main body 50b. The storage section 50a stores the drive rotor 51, the driven rotor 52, the adjustment ring 53, etc. A through hole (not shown) is formed in the main body 50b, and the input shaft 5a is inserted through the through hole.

ドライブロータ51には、外歯51aが複数形成されている。ドリブンロータ52は、リング状に形成され、その内周にドライブロータ51の外歯51aと噛み合う内歯52aが複数形成されている。ドリブンロータ52の中心はドライブロータ51の中心に対して所定量偏心しており、それらの中心を結ぶ偏心方向における一方側においてドライブロータ51の外歯51aとドリブンロータ52の内歯52aとが噛み合っている。ドライブロータ51とドリブンロータ52との間の空間には、円周方向に並んで複数の作動室Rが画定され、これらの作動室Rが、ドライブロータ51及びドリブンロータ52の回転に連れて円周方向に移動しながら、その容積が増減する。 The drive rotor 51 is formed with multiple external teeth 51a. The driven rotor 52 is formed in a ring shape, and multiple internal teeth 52a that mesh with the external teeth 51a of the drive rotor 51 are formed on its inner circumference. The center of the driven rotor 52 is eccentric to the center of the drive rotor 51 by a predetermined amount, and the external teeth 51a of the drive rotor 51 and the internal teeth 52a of the driven rotor 52 mesh with each other on one side in the eccentric direction connecting these centers. In the space between the drive rotor 51 and the driven rotor 52, multiple working chambers R are defined lined up in the circumferential direction, and the volume of these working chambers R increases and decreases as they move in the circumferential direction as the drive rotor 51 and the driven rotor 52 rotate.

収容部50aには、吸入ポート50c及び吐出ポート50dが形成されている。吸入ポート50cは、作動室Rの容積が増大する範囲に対応した位置に設けられている。吐出ポート50dは、作動室Rの容積が減少する範囲に対応した位置に設けられている。吸入ポート50cは、配管を介してオイルストレーナに連通されており、オイルストレーナはオイルを貯留したオイルパン内に配置されている。吸入ポート50cの一部は、調整リング53の外側においても開口しており、後述する低圧室TLに連通している。吐出ポート50dは、ハウジング50の内部に形成された油路50eを介して吐出油路6aに連通されている。吐出油路6aから吐出されたオイルは、内燃機関10の各可動部に供給される。 The accommodation portion 50a is formed with an intake port 50c and a discharge port 50d. The intake port 50c is provided at a position corresponding to the range where the volume of the working chamber R increases. The discharge port 50d is provided at a position corresponding to the range where the volume of the working chamber R decreases. The intake port 50c is connected to an oil strainer via a pipe, and the oil strainer is arranged in an oil pan that stores oil. A part of the intake port 50c is also open outside the adjustment ring 53 and is connected to the low pressure chamber TL described later. The discharge port 50d is connected to the discharge oil passage 6a via an oil passage 50e formed inside the housing 50. The oil discharged from the discharge oil passage 6a is supplied to each moving part of the internal combustion engine 10.

このように構成されたオイルポンプ5は、クランクシャフト17の回転力を受けて入力軸5aが回転することにより、ドライブロータ51及びドリブンロータ52が互いに噛み合いながら回転し、それらの間に形成される作動室Rに吸入ポート50cからオイルが吸入され、加圧されて吐出ポート50dから吐出される。 In the oil pump 5 thus configured, when the input shaft 5a rotates in response to the rotational force of the crankshaft 17, the drive rotor 51 and the driven rotor 52 rotate while meshing with each other, and oil is sucked into the working chamber R formed between them through the suction port 50c, pressurized, and discharged from the discharge port 50d.

次に、オイルポンプ5の可変容量について説明する。オイルポンプ5は、入力軸5aの1回転あたりのオイルの吐出量を変更可能であり、吐出量と共に吐出圧も変更される。具体的には、ハウジング50の収容部50a内に形成した油圧室TC内の油圧によって調整リング53を移動させることにより、吐出量及び吐出圧が変更される。調整リング53の移動により、ドライブロータ51及びドリブンロータ52の吸入ポート50c及び吐出ポート50dに対する相対的な位置が変化するからである。 Next, the variable capacity of the oil pump 5 will be explained. The oil pump 5 can change the amount of oil discharged per rotation of the input shaft 5a, and the discharge pressure is changed along with the discharge amount. Specifically, the discharge amount and discharge pressure are changed by moving the adjustment ring 53 using the hydraulic pressure in the hydraulic chamber TC formed in the accommodation portion 50a of the housing 50. This is because the relative positions of the drive rotor 51 and the driven rotor 52 with respect to the intake port 50c and the discharge port 50d change as the adjustment ring 53 moves.

調整リング53は、ドリブンロータ52を保持するリング状の本体部53aと、この本体部53aから外側に張り出す張出部53bと、張出部から本体部53aよりも径方向外側に突出したアーム部53cとが一体に形成されている。アーム部53cに作用するコイルバネ54の押圧力によって、調整リング53は、入力軸5aの周りを図2の時計回りに回転移動するように付勢されている。すなわち、コイルバネ54は、油圧室TCの容積が小さくなる向きに調整リング53を付勢している。本体部50bにはガイドピン55及び56が設けられ、張出部53bには円弧溝53d及び53eが設けられている。円弧溝53d及び53eのそれぞれにガイドピン55及び56が遊嵌することにより、調整リング53の回転移動が案内される。アーム部53cは、収容部50a内に周方向に並ぶ油圧室TCと低圧室TLとを仕切っている。アーム部53cの先端側には、本体部50bの周壁に摺接するシール材57が設けられている。 The adjustment ring 53 is integrally formed with a ring-shaped main body 53a that holds the driven rotor 52, a protruding portion 53b that protrudes outward from the main body 53a, and an arm portion 53c that protrudes radially outward from the protruding portion from the main body 53a. The adjustment ring 53 is biased to rotate around the input shaft 5a in the clockwise direction in FIG. 2 by the pressing force of the coil spring 54 acting on the arm portion 53c. In other words, the coil spring 54 biases the adjustment ring 53 in a direction that reduces the volume of the hydraulic chamber TC. The main body 50b is provided with guide pins 55 and 56, and the protruding portion 53b is provided with arc grooves 53d and 53e. The guide pins 55 and 56 are loosely fitted into the arc grooves 53d and 53e, respectively, to guide the rotational movement of the adjustment ring 53. The arm portion 53c separates the hydraulic chamber TC and the low pressure chamber TL, which are arranged in the circumferential direction inside the housing portion 50a. A seal material 57 that slides against the peripheral wall of the main body portion 50b is provided at the tip side of the arm portion 53c.

低圧室TLは、調整リング53の本体部53aの外周と本体部50bの周壁とによって囲まれる領域に形成されている。上述したように低圧室TLに臨んで吸入ポート50cの一部が開口しており、低圧室TLは吸入ポート50cと連通している。油圧室TCは、調整リング53の張出部53bの外周と本体部50bの周壁とによって囲まれ、かつ、シール材57及び58によってオイルの流れが制限される領域に形成されている。シール材58は、張出部53bの外周に設けられ、本体部50bの周壁と摺接する。本体部50bの周壁と調整リング53との間にはシール材59が設けられている。本体部50bには油圧室TCに臨んで制御孔61aが形成され、制御孔61aは制御油路61に連通されている。これにより、油圧室TCには、後述するOCV60から油圧が供給される。この油圧によってアーム部53cには、調整リング53を反時計回りに回動させるような押圧力が作用し、この押圧力とコイルバネ54の付勢力との関係によって、調整リング53の位置が決まる。 The low pressure chamber TL is formed in an area surrounded by the outer periphery of the main body 53a of the adjustment ring 53 and the peripheral wall of the main body 50b. As described above, a part of the suction port 50c opens facing the low pressure chamber TL, and the low pressure chamber TL is connected to the suction port 50c. The hydraulic chamber TC is surrounded by the outer periphery of the overhanging portion 53b of the adjustment ring 53 and the peripheral wall of the main body 50b, and is formed in an area where the flow of oil is restricted by the seal materials 57 and 58. The seal material 58 is provided on the outer periphery of the overhanging portion 53b and is in sliding contact with the peripheral wall of the main body 50b. A seal material 59 is provided between the peripheral wall of the main body 50b and the adjustment ring 53. A control hole 61a is formed in the main body 50b facing the hydraulic chamber TC, and the control hole 61a is connected to the control oil passage 61. As a result, hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber TC from the OCV 60 described later. This hydraulic pressure applies a pressing force to the arm portion 53c that rotates the adjustment ring 53 counterclockwise, and the position of the adjustment ring 53 is determined by the relationship between this pressing force and the biasing force of the coil spring 54.

これにより、調整リング53を移動させて、オイルポンプ5の容量を制御できる。すなわち、油圧室TC内の油圧が低いときには、調整リング53はコイルバネ54によって、図2に示すように可動範囲の始端に位置付けられ、ポンプ容量は最大となり、オイルポンプ5からのオイルの吐出量及び吐出圧は最大となる。この状態から油圧室TC内の油圧が増大すると、調整リング53はコイルバネ54の付勢力に抗して反時計回りに回転移動し、ポンプ容量は減少する。図3に示すように調整リング53が可動範囲の終端に位置づけられると、ポンプ容量は最小となり、オイルポンプ5からのオイルの吐出量及び吐出圧は最小となる。 This allows the capacity of the oil pump 5 to be controlled by moving the adjustment ring 53. That is, when the hydraulic pressure in the hydraulic chamber TC is low, the adjustment ring 53 is positioned at the beginning of the movable range by the coil spring 54 as shown in FIG. 2, the pump capacity is maximized, and the oil discharge amount and discharge pressure from the oil pump 5 are maximized. When the hydraulic pressure in the hydraulic chamber TC increases from this state, the adjustment ring 53 rotates counterclockwise against the biasing force of the coil spring 54, and the pump capacity decreases. When the adjustment ring 53 is positioned at the end of the movable range as shown in FIG. 3, the pump capacity is minimized, and the oil discharge amount and discharge pressure from the oil pump 5 are minimized.

以上のように、オイルポンプ5から吐出されたオイルの一部がOCV60を介して油圧室TCに供給され、油圧室TCに供給されたオイルにより油圧室TCの容積が変化するように調整リング53が可動範囲を移動することで、オイルポンプ5からのオイルの吐出圧が変更される。 As described above, a portion of the oil discharged from the oil pump 5 is supplied to the hydraulic chamber TC via the OCV 60, and the oil supplied to the hydraulic chamber TC changes the volume of the hydraulic chamber TC by moving the adjustment ring 53 within its movable range, thereby changing the oil discharge pressure from the oil pump 5.

[OCV60の構成]
図4A及び図4Bは、OCV60の内部構成の説明図である。OCV60は、スリーブ62内を移動可能なスプール63と、スプール63を付勢するコイルバネ64と、コイルバネ64の付勢力に抗してスプール63を移動させる電磁駆動部65とを備えている。図4Bは、図4Aよりもスプール63が先端側に移動した状態を示している。
[Configuration of OCV 60]
4A and 4B are explanatory diagrams of the internal configuration of the OCV 60. The OCV 60 includes a spool 63 that is movable within a sleeve 62, a coil spring 64 that biases the spool 63, and an electromagnetic drive unit 65 that moves the spool 63 against the biasing force of the coil spring 64. Fig. 4B shows a state in which the spool 63 has moved further toward the tip side than in Fig. 4A.

スリーブ62には、制御ポート62a、供給ポート62b、及び排出ポート62cが形成されている。制御ポート62aは、制御油路61を介して油圧室TCと連通している。供給ポート62bは、オイルポンプ5の吐出油路6aから分岐する供給油路6b(図2及び図3参照)を介して油路50eに連通している。 The sleeve 62 is formed with a control port 62a, a supply port 62b, and a discharge port 62c. The control port 62a is connected to the hydraulic chamber TC via the control oil passage 61. The supply port 62b is connected to the oil passage 50e via the supply oil passage 6b (see Figures 2 and 3) that branches off from the discharge oil passage 6a of the oil pump 5.

スプール63は、先端側には周方向に複数の連通孔63aが形成され、連通孔63aよりも基端側には周方向に亘って凹部63bが形成され、略円筒状である。また、スプール63は、コイルバネ64により基端側に付勢されており、後述するロッド65cに当接されている。 The spool 63 is generally cylindrical, with multiple communication holes 63a formed in the circumferential direction at the tip end and a recess 63b formed in the circumferential direction at the base end side of the communication holes 63a. The spool 63 is biased toward the base end by a coil spring 64 and abuts against a rod 65c, which will be described later.

電磁駆動部65は、プランジャ65aと、プランジャ65aを移動させるためのソレノイド65bとを含んでいる。プランジャ65aにはロッド65cが連結されており、そのロッド65cにスプール63がコイルバネ64の付勢力により当接されている。このため、プランジャ65aが移動すると、ロッド65c及びスプール63が移動される。ソレノイド65bには、制御装置100から出力されるDuty信号が供給され、その電流値に応じてプランジャ65aの位置が変化する。 The electromagnetic drive unit 65 includes a plunger 65a and a solenoid 65b for moving the plunger 65a. A rod 65c is connected to the plunger 65a, and the spool 63 is abutted against the rod 65c by the biasing force of a coil spring 64. Therefore, when the plunger 65a moves, the rod 65c and the spool 63 are moved. A duty signal output from the control device 100 is supplied to the solenoid 65b, and the position of the plunger 65a changes according to the current value.

OCV60では、ソレノイド65bに電流が印加されていない場合には、図4Aに示すように、コイルバネ64の付勢力によってスプール63は基端側に位置づけられる。この位置において、供給ポート62bは凹部63bのみと対向し供給ポート62bと制御ポート62aとは連通しない。このため、オイルポンプ5から吐出されたオイルはOCV60内を流れずに吐出油路6aを流れる。また図4Aに示した状態では、制御ポート62aは連通孔63aの一部と対向し、制御ポート62aは連通孔63aを介して排出ポート62cと連通される。このため、油圧室TC内にオイルが貯留されている場合には、コイルバネ54の付勢力に従って油圧室TCの容積が減少するように調整リング53が回転し、油圧室TC内のオイルは制御油路61を介して制御ポート62aからOCV60内を流通して排出ポート62cから排出される。排出ポート62cから排出されたオイルは、後述するオイルパン19に戻される。 In the OCV 60, when no current is applied to the solenoid 65b, the spool 63 is positioned at the base end side by the biasing force of the coil spring 64, as shown in FIG. 4A. In this position, the supply port 62b faces only the recess 63b, and the supply port 62b and the control port 62a are not connected. Therefore, the oil discharged from the oil pump 5 flows through the discharge oil passage 6a without flowing through the OCV 60. Also, in the state shown in FIG. 4A, the control port 62a faces a part of the communication hole 63a, and the control port 62a is connected to the discharge port 62c through the communication hole 63a. Therefore, when oil is stored in the hydraulic chamber TC, the adjustment ring 53 rotates in accordance with the biasing force of the coil spring 54 so that the volume of the hydraulic chamber TC decreases, and the oil in the hydraulic chamber TC flows through the control oil passage 61 from the control port 62a to the OCV 60 and is discharged from the discharge port 62c. The oil discharged from the discharge port 62c is returned to the oil pan 19, which will be described later.

ソレノイド65bに電流が印加されると、ソレノイド65bが電磁力を発生させ、図4Bに示すように、コイルバネ64の付勢力に抗してスプール63が先端側に移動する。ここで、凹部63bは供給ポート62bに対向しつつ制御ポート62aの少なくとも一部に対向するため、供給ポート62bは凹部63bを介して制御ポート62aに連通する。また、図4Bに示した状態では、連通孔63aは制御ポート62aとは対向しないため、制御ポート62aと排出ポート62cとは連通していない。このため、オイルポンプ5から吐出されたオイルの一部は、供給油路6bから、供給ポート62b、凹部63b、制御ポート62a、制御油路61、制御孔61aを介して、油圧室TCに供給される。 When a current is applied to the solenoid 65b, the solenoid 65b generates an electromagnetic force, and as shown in FIG. 4B, the spool 63 moves toward the tip side against the biasing force of the coil spring 64. Here, the recess 63b faces the supply port 62b and at least a part of the control port 62a, so that the supply port 62b communicates with the control port 62a through the recess 63b. Also, in the state shown in FIG. 4B, the communication hole 63a does not face the control port 62a, so the control port 62a and the discharge port 62c do not communicate with each other. Therefore, a part of the oil discharged from the oil pump 5 is supplied to the hydraulic chamber TC from the supply oil passage 6b via the supply port 62b, the recess 63b, the control port 62a, the control oil passage 61, and the control hole 61a.

また、図4Bに示した状態から更に先端側にスプール63が移動すると、制御ポート62aと供給ポート62bとが連通した状態で、制御ポート62aに凹部63bが重なる領域が増大し、制御ポート62aから油圧室TCに供給される油圧が増大する。尚、OCV60のソレノイド65bに印加される電流値が上昇率に対して、スプール63の移動量が略一定となるように、ソレノイド65bの駆動力及びコイルバネ64の付勢力とが調整されている。 When the spool 63 moves further toward the tip side from the state shown in FIG. 4B, the area where the recess 63b overlaps with the control port 62a increases while the control port 62a and the supply port 62b are in communication, and the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber TC from the control port 62a increases. The driving force of the solenoid 65b and the biasing force of the coil spring 64 are adjusted so that the amount of movement of the spool 63 is approximately constant relative to the rate of increase of the current value applied to the solenoid 65b of the OCV 60.

[VVT70の概略構成]
図5は、VVT70の概略構成を示した図である。VVT70は、ベーンロータ71と、ベーンロータ71を収容するハウジング72とを備えている。ベーンロータ71は、吸気カムシャフト11に連結されて一体的に回転する。ハウジング72は、不図示のカムスプロケットに連結されて一体的に回転する。ベーンロータ71及びハウジング72は、同軸上に配置され相対回転可能である。ハウジング72の内部には、ベーンロータ71のベーンによって仕切られる進角室73a及び遅角室73bが形成されている。進角室73aは、ベーンに対してベーンロータ71の回転方向とは反対側に配置されている。遅角室73bは、ベーンに対してベーンロータ71の回転方向側に配置されている。また、VVT70には、進角室73aへ供給されるオイルの流通を許容するがその逆流を抑制するVVTチェック弁73cが設けられている。
[General configuration of VVT 70]
5 is a diagram showing a schematic configuration of the VVT 70. The VVT 70 includes a vane rotor 71 and a housing 72 that accommodates the vane rotor 71. The vane rotor 71 is connected to the intake camshaft 11 and rotates therewith. The housing 72 is connected to a cam sprocket (not shown) and rotates therewith. The vane rotor 71 and the housing 72 are arranged coaxially and can rotate relative to each other. An advance chamber 73a and a retard chamber 73b are formed inside the housing 72 and are partitioned by the vanes of the vane rotor 71. The advance chamber 73a is arranged on the opposite side of the vane from the rotation direction of the vane rotor 71. The retard chamber 73b is arranged on the rotation direction side of the vane. The VVT 70 is also provided with a VVT check valve 73c that allows the flow of oil supplied to the advance chamber 73a but suppresses its backflow.

VVT70には、ハウジング72に対するベーンロータ71の相対的な位置を調節するオイルコントロールバルブ(以下、OCVと称する)74が設けられている。OCV74は、スリーブ75内を移動するスプール76と、スプール76を付勢するコイルバネ77と、コイルバネ77の付勢力に抗してスプール76を移動させるための電磁駆動部78とを含んでいる。スリーブ75には、進角室73aに接続される進角ポート75aと、遅角室73bに接続される遅角ポート75bと、メインギャラリ6を介してオイルポンプ5に接続される供給ポート75cと、オイルパンに接続される排出ポート75d及び75eとが形成されている。スプール76は、スリーブ75内を移動可能であり、スリーブ75内における位置に応じて各ポートの接続状態を変化させる。電磁駆動部78は、後述する制御装置100からDuty信号が供給されるソレノイドなどを含み、制御装置100からの電流値に応じてスプール76を移動させる。 The VVT 70 is provided with an oil control valve (hereinafter referred to as OCV) 74 that adjusts the relative position of the vane rotor 71 with respect to the housing 72. The OCV 74 includes a spool 76 that moves within a sleeve 75, a coil spring 77 that biases the spool 76, and an electromagnetic drive unit 78 for moving the spool 76 against the biasing force of the coil spring 77. The sleeve 75 is formed with an advance port 75a connected to the advance chamber 73a, a retard port 75b connected to the retard chamber 73b, a supply port 75c connected to the oil pump 5 via the main gallery 6, and exhaust ports 75d and 75e connected to the oil pan. The spool 76 is movable within the sleeve 75 and changes the connection state of each port depending on the position within the sleeve 75. The electromagnetic drive unit 78 includes a solenoid to which a duty signal is supplied from the control device 100 (described later), and moves the spool 76 depending on the current value from the control device 100.

VVT70では、進角ポート75aと供給ポート75cとが連通されるとともに、遅角ポート75bと排出ポート75eとが連通された場合には、オイルポンプ5からメインギャラリ6を介して進角室73aに油圧が供給されるとともに、遅角室73bの油圧がオイルパン19に排出される。これにより、ベーンロータ71がハウジング72に対して進角側に回転する。遅角ポート75bと供給ポート75cとが連通されるとともに、進角ポート75aと排出ポート75dとが連通された場合には、オイルポンプ5からメインギャラリ6を介して遅角室73bに油圧が供給されるとともに、進角室73aの油圧がオイルパン19に排出される。これにより、ベーンロータ71がハウジング72に対して遅角側に回転する。尚、スプール76により、進角ポート75a及び遅角ポート75bが閉塞された場合には、進角室73a及び遅角室73bに対するオイルの給排が停止されるので、ベーンロータ71のハウジング72に対する位置が維持される。 In the VVT 70, when the advance port 75a and the supply port 75c are connected and the retard port 75b and the exhaust port 75e are connected, hydraulic pressure is supplied from the oil pump 5 to the advance chamber 73a through the main gallery 6, and hydraulic pressure in the retard chamber 73b is discharged to the oil pan 19. This causes the vane rotor 71 to rotate to the advance side relative to the housing 72. When the retard port 75b and the supply port 75c are connected and the advance port 75a and the exhaust port 75d are connected, hydraulic pressure is supplied from the oil pump 5 to the retard chamber 73b through the main gallery 6, and hydraulic pressure in the advance chamber 73a is discharged to the oil pan 19. This causes the vane rotor 71 to rotate to the retard side relative to the housing 72. Furthermore, when the advance port 75a and the retard port 75b are closed by the spool 76, the supply and discharge of oil to the advance chamber 73a and the retard chamber 73b is stopped, so the position of the vane rotor 71 relative to the housing 72 is maintained.

制御装置100は、吸入空気量に応じて吸気側のVVT70の目標位相を設定して、その目標位相と実位相との偏差が無くなるようにOCV74を制御する。スロットル開度が大きくされると、そのスロットルの変化に遅れて吸入空気量が増加する。このとき、制御装置100では、吸入空気量の増加に応じてVVT70の目標位相を遅角側から進角側にするとともに、その目標位相に実位相が追従するようにOCV74を制御する。尚、吸入空気量は、エアフロメータ31によって検出され、VVT70の実位相は、クランク角センサ34及びカム角センサ35の検出結果に基づいて算出される。また、VVT70の目標位相は、たとえば、吸入空気量をパラメータとするマップから導出される。 The control device 100 sets the target phase of the intake side VVT 70 according to the intake air volume, and controls the OCV 74 so that there is no deviation between the target phase and the actual phase. When the throttle opening is increased, the intake air volume increases with a delay from the change in the throttle. At this time, the control device 100 shifts the target phase of the VVT 70 from the retard side to the advance side according to the increase in the intake air volume, and controls the OCV 74 so that the actual phase follows the target phase. The intake air volume is detected by the air flow meter 31, and the actual phase of the VVT 70 is calculated based on the detection results of the crank angle sensor 34 and the cam angle sensor 35. The target phase of the VVT 70 is derived, for example, from a map that uses the intake air volume as a parameter.

さらに、制御装置100は、エンジン1の運転状態などに応じてオイルポンプ5の吐出油圧を制御するとともに、その制御された吐出油圧となるようにOCV60によりポンプ容量を制御する。具体的には、制御装置100では、油圧センサ36によって検出されるオイルポンプ5から実際に吐出された実油圧が、VVT70に供給される油圧の目標値である目標油圧となるように、Duty信号が生成してOCV60に供給する。目標油圧は、VVT70の目標位相に基づいて設定される。VVT70の目標位相は、上述したように吸入空気量に応じて設定される。オイルポンプ5からの実油圧が目標油圧に維持されることにより、VVT70に供給される油圧が目標油圧となり、吸気カムシャフト11の回転位相を目標位相に維持することができる。 Furthermore, the control device 100 controls the discharge oil pressure of the oil pump 5 according to the operating state of the engine 1, and controls the pump capacity by the OCV 60 so that the discharge oil pressure is the controlled discharge oil pressure. Specifically, the control device 100 generates a duty signal and supplies it to the OCV 60 so that the actual oil pressure actually discharged from the oil pump 5 detected by the oil pressure sensor 36 becomes the target oil pressure, which is the target value of the oil pressure supplied to the VVT 70. The target oil pressure is set based on the target phase of the VVT 70. The target phase of the VVT 70 is set according to the intake air amount as described above. By maintaining the actual oil pressure from the oil pump 5 at the target oil pressure, the oil pressure supplied to the VVT 70 becomes the target oil pressure, and the rotation phase of the intake camshaft 11 can be maintained at the target phase.

このように、内燃機関10の運転状態に応じてVVT70での目標油圧を決定すると、高圧燃料ポンプ41やバキュームポンプ42から吸気カムシャフト11が受ける回転の抵抗となる負荷トルクの大きさによっては、VVT70での油圧不足が生じて、吸気カムシャフト11の回転位相を目標位相に維持することができない可能性がある。これにより、ベーンロータ71がハウジング72に衝突して騒音が発生するおそれがある。そのため本実施例の制御装置100は、以下のようにして目標油圧を決定する。 In this way, if the target oil pressure at the VVT 70 is determined according to the operating state of the internal combustion engine 10, depending on the magnitude of the load torque that acts as a resistance to the rotation of the intake camshaft 11 from the high-pressure fuel pump 41 and the vacuum pump 42, there is a possibility that the oil pressure at the VVT 70 will be insufficient, making it impossible to maintain the rotational phase of the intake camshaft 11 at the target phase. This may cause the vane rotor 71 to collide with the housing 72, generating noise. For this reason, the control device 100 of this embodiment determines the target oil pressure as follows.

[目標油圧決定制御]
図6は、制御装置100が実行する目標油圧決定制御の一例を示したフローチャートである。制御装置100は、上述したように、内燃機関10の運転状態に基づいて、クランクシャフト17に対する吸気カムシャフト11の回転位相の目標位相を算出し、この目標位相に基づいて第1目標油圧Aを算出する(ステップS1)。ステップS1の処理は、第1算出部が実行する処理の一例である。
[Target hydraulic pressure determination control]
6 is a flow chart showing an example of target oil pressure determination control executed by the control device 100. As described above, the control device 100 calculates a target phase of the rotational phase of the intake camshaft 11 relative to the crankshaft 17 based on the operating state of the internal combustion engine 10, and calculates a first target oil pressure A based on this target phase (step S1). The process of step S1 is an example of a process executed by the first calculation unit.

次に制御装置100は、吸気カムシャフト11への回転の抵抗となる負荷トルクに基づいて第2目標油圧Bを算出する(ステップS2)。ステップS2の処理は、第2算出部が実行する処理の一例である。詳しくは後述する。 Next, the control device 100 calculates the second target oil pressure B based on the load torque that acts as a resistance to the rotation of the intake camshaft 11 (step S2). The process of step S2 is an example of a process executed by the second calculation unit. Details will be described later.

次に制御装置100は、第2目標油圧Bが第1目標油圧Aより大きいか否かを判定する(ステップS3)。ステップS3でYesの場合、制御装置100は最終的な目標油圧を第2目標油圧Bに決定する(ステップS4)。ステップS3でNoの場合、制御装置100は最終的な目標油圧を第1目標油圧Aに決定する(ステップS5)。即ち、制御装置100は第1目標油圧A及び第2目標油圧Bのうち大きい値を最終的な目標油圧に決定する。このように大きい値を最終的な目標油圧に決定するため、油圧不足の発生を抑制できる。尚、ステップS3では、第2目標油圧Bが第1目標油圧A以上であるか否かを判定してもよい。ステップS4及びS5の処理は、決定部が実行する処理の一例である。 Next, the control device 100 determines whether the second target hydraulic pressure B is greater than the first target hydraulic pressure A (step S3). If the answer is Yes in step S3, the control device 100 determines the final target hydraulic pressure to be the second target hydraulic pressure B (step S4). If the answer is No in step S3, the control device 100 determines the final target hydraulic pressure to be the first target hydraulic pressure A (step S5). That is, the control device 100 determines the greater of the first target hydraulic pressure A and the second target hydraulic pressure B as the final target hydraulic pressure. Since the greater value is determined as the final target hydraulic pressure in this manner, the occurrence of hydraulic pressure deficiency can be suppressed. Note that in step S3, it may be determined whether the second target hydraulic pressure B is greater than or equal to the first target hydraulic pressure A. The processes in steps S4 and S5 are examples of processes executed by the determination unit.

[第2目標油圧Bの算出制御]
次に、第2目標油圧Bの算出制御について説明する。第2目標油圧Bは、以下の複数のトルクに基づいて吸気カムシャフト11への負荷トルクCTを算出し、この負荷トルクCTに基づいて算出される。具体的には以下のようにして算出される。
[Calculation control of second target hydraulic pressure B]
Next, a description will be given of the calculation control of the second target hydraulic pressure B. The second target hydraulic pressure B is calculated based on the load torque CT applied to the intake camshaft 11, which is calculated based on the following multiple torques. Specifically, the second target hydraulic pressure B is calculated as follows.

図7は、制御装置100が実行する第2目標油圧Bの算出制御の一例を示したフローチャートである。制御装置100は、クランク角センサ34の検出値に基づいて機関回転速度NEを取得する(ステップS11)。 Figure 7 is a flowchart showing an example of the calculation control of the second target hydraulic pressure B executed by the control device 100. The control device 100 acquires the engine speed NE based on the detection value of the crank angle sensor 34 (step S11).

次に制御装置100は、カムフリクショントルクT1を算出する(ステップS12)。具体的には、図8Aに示すマップを参照してカムフリクショントルクT1を算出する。図8Aは、機関回転速度NEとカムフリクショントルクT1を規定したマップである。このマップは予め実験により取得され制御装置100の記憶装置に記憶されている。このマップは、横軸が機関回転速度NEを示し縦軸がカムフリクショントルクT1を示している。機関回転速度NEが増大するほどカムフリクショントルクT1は増大する。カムフリクショントルクT1は、吸気バルブ22の開閉動作に伴って吸気カムシャフト11が受けるトルクである。従って吸気バルブ22は、吸気カムシャフト11の回転により駆動される装置の一例である。 Next, the control device 100 calculates the cam friction torque T1 (step S12). Specifically, the control device 100 calculates the cam friction torque T1 by referring to the map shown in FIG. 8A. FIG. 8A is a map that defines the engine rotation speed NE and the cam friction torque T1. This map was obtained in advance by experiment and is stored in the storage device of the control device 100. In this map, the horizontal axis indicates the engine rotation speed NE, and the vertical axis indicates the cam friction torque T1. The cam friction torque T1 increases as the engine rotation speed NE increases. The cam friction torque T1 is the torque that the intake camshaft 11 receives in conjunction with the opening and closing operation of the intake valve 22. Therefore, the intake valve 22 is an example of a device that is driven by the rotation of the intake camshaft 11.

次に制御装置100は、高圧燃料ポンプトルクT2を算出する(ステップS13)。具体的には、制御装置100は、内燃機関10の運転状態がポート噴射弁14pのみから燃料が噴射される状態では、高圧燃料ポンプトルクT2をゼロとして算出し、内燃機関10の運転状態が少なくとも筒内噴射弁14dから燃料が噴射される状態では、図8Bに示すマップを参照して高圧燃料ポンプトルクT2を算出する。ポート噴射弁14pには、高圧燃料ポンプ41ではなく不図示の低圧燃料ポンプから燃料が供給され、ポート噴射弁14pのみから燃料が噴射される状態では、高圧燃料ポンプ41が吸気カムシャフト11に与える負荷トルクは小さいものでありゼロとみなすことができるからである。 Next, the control device 100 calculates the high-pressure fuel pump torque T2 (step S13). Specifically, when the internal combustion engine 10 is operating in a state where fuel is injected only from the port injection valve 14p, the control device 100 calculates the high-pressure fuel pump torque T2 as zero, and when the internal combustion engine 10 is operating in a state where fuel is injected at least from the in-cylinder injection valve 14d, the control device 100 calculates the high-pressure fuel pump torque T2 by referring to the map shown in FIG. 8B. This is because fuel is supplied to the port injection valve 14p from a low-pressure fuel pump (not shown) rather than the high-pressure fuel pump 41, and when fuel is injected only from the port injection valve 14p, the load torque that the high-pressure fuel pump 41 imparts to the intake camshaft 11 is small and can be considered to be zero.

図8Bは、機関回転速度NEと高圧燃料ポンプトルクT2を規定したマップである。このマップは予め実験により取得され制御装置100の記憶装置に記憶されている。このマップは、横軸が機関回転速度NEを示し縦軸が高圧燃料ポンプトルクT2を示している。少なくとも筒内噴射弁14dから燃料が噴射されている状態では、機関回転速度NEが増大するほど高圧燃料ポンプトルクT2は増大する。 Figure 8B is a map that defines the engine speed NE and the high-pressure fuel pump torque T2. This map was obtained in advance through experiments and is stored in the memory device of the control device 100. In this map, the horizontal axis represents the engine speed NE, and the vertical axis represents the high-pressure fuel pump torque T2. At least when fuel is being injected from the in-cylinder injection valve 14d, the higher the engine speed NE, the higher the high-pressure fuel pump torque T2.

また、図8Bに示したマップは、筒内噴射弁14dから噴射される燃料の目標噴射量が多いほど、及び筒内噴射弁14dから噴射される燃料の目標燃圧が高いほど、高圧燃料ポンプトルクT2は高い値となるように補正される。筒内噴射弁14dでの目標噴射量が多いほど、及び筒内噴射弁14dでの目標燃圧が高いほど、高圧燃料ポンプ41が筒内噴射弁14dに圧送する燃料量が多くなり、その分だけ高圧燃料ポンプ41が与える吸気カムシャフト11への回転の抵抗が大きくなるからである。尚、筒内噴射弁14dの目標噴射量及び目標燃圧は、内燃機関10の運転状態に応じて制御装置100が算出する。高圧燃料ポンプ41は、吸気カムシャフト11の回転により駆動される装置の一例である。 The map shown in FIG. 8B is corrected so that the higher the target injection amount of fuel injected from the in-cylinder injection valve 14d and the higher the target fuel pressure of the fuel injected from the in-cylinder injection valve 14d, the higher the high-pressure fuel pump torque T2 becomes. This is because the higher the target injection amount at the in-cylinder injection valve 14d and the higher the target fuel pressure at the in-cylinder injection valve 14d, the larger the amount of fuel pumped by the high-pressure fuel pump 41 to the in-cylinder injection valve 14d becomes, and the greater the rotational resistance applied by the high-pressure fuel pump 41 to the intake camshaft 11 becomes. The target injection amount and target fuel pressure of the in-cylinder injection valve 14d are calculated by the control device 100 according to the operating state of the internal combustion engine 10. The high-pressure fuel pump 41 is an example of a device driven by the rotation of the intake camshaft 11.

尚、ポート噴射弁14p及び筒内噴射弁14dの噴射比率は、内燃機関10の運転状態が低回転低負荷状態ではポート噴射弁14pのみから燃料が噴射され、中回転中負荷状態ではポート噴射弁14p及び筒内噴射弁14dの双方から燃料が噴射され、高回転高負荷状態では筒内噴射弁14dのみから燃料が噴射される。従って、筒内噴射弁14dのみから燃料が噴射される高回転高負荷状態において高圧燃料ポンプトルクT2が高い値となり、反対にポート噴射弁14pのみから燃料が噴射される低回転低負荷状態では高圧燃料ポンプトルクT2は低い値、例えば本実施例ではゼロとなる。 The injection ratio of the port injection valve 14p and the in-cylinder injection valve 14d is such that when the internal combustion engine 10 is operating at low speed and low load, fuel is injected only from the port injection valve 14p, when it is operating at medium speed and medium load, fuel is injected from both the port injection valve 14p and the in-cylinder injection valve 14d, and when it is operating at high speed and high load, fuel is injected only from the in-cylinder injection valve 14d. Therefore, in a high speed and high load state where fuel is injected only from the in-cylinder injection valve 14d, the high pressure fuel pump torque T2 is a high value, and conversely, in a low speed and low load state where fuel is injected only from the port injection valve 14p, the high pressure fuel pump torque T2 is a low value, for example, zero in this embodiment.

次に制御装置100は、バキュームポンプトルクT3を算出する(ステップS14)。具体的には、図8Cに示すマップを参照してバキュームポンプトルクT3を算出する。図8Cは、機関回転速度NEとバキュームポンプトルクT3を規定したマップである。このマップは予め実験により取得され制御装置100の記憶装置に記憶されている。図8Cは、横軸が機関回転速度NEを示し縦軸がバキュームポンプトルクT3を示している。機関回転速度NEが増大するほどバキュームポンプトルクT3は増大する。バキュームポンプ42は、吸気カムシャフト11の回転により駆動される装置の一例である。 Next, the control device 100 calculates the vacuum pump torque T3 (step S14). Specifically, the vacuum pump torque T3 is calculated by referring to the map shown in FIG. 8C. FIG. 8C is a map that defines the engine rotation speed NE and the vacuum pump torque T3. This map was obtained in advance through experiments and is stored in the storage device of the control device 100. In FIG. 8C, the horizontal axis represents the engine rotation speed NE, and the vertical axis represents the vacuum pump torque T3. The vacuum pump torque T3 increases as the engine rotation speed NE increases. The vacuum pump 42 is an example of a device driven by the rotation of the intake camshaft 11.

尚、バキュームポンプ42内に供給されるオイルの温度が低いほど、バキュームポンプトルクT3を高い値に補正してもよい。バキュームポンプ42内に供給されるオイルの温度が低いほど、オイルの粘度が高くなり、バキュームポンプ42が吸気カムシャフト11に与える負荷トルクが増大するからである。この場合、オイルの温度は、オイルの温度を直接検出する温度センサの検出値に基づいて取得してもよいし、内燃機関10を冷却する冷却水の温度を検出する水温センサの検出値に基づいて取得してもよい。 The lower the temperature of the oil supplied to the vacuum pump 42, the higher the vacuum pump torque T3 may be corrected to. This is because the lower the temperature of the oil supplied to the vacuum pump 42, the higher the viscosity of the oil becomes, and the greater the load torque that the vacuum pump 42 applies to the intake camshaft 11. In this case, the oil temperature may be obtained based on the detection value of a temperature sensor that directly detects the oil temperature, or based on the detection value of a water temperature sensor that detects the temperature of the cooling water that cools the internal combustion engine 10.

次に制御装置100は、VVTチェック弁73cによる逆流防止トルクT4を算出する(ステップS15)。逆流防止トルクT4は、VVTチェック弁73cにより進角室73aに流入したオイルの逆流が抑制されることにより、ベーンロータ71を遅角側に戻すことを妨げるトルクである。 Next, the control device 100 calculates the backflow prevention torque T4 by the VVT check valve 73c (step S15). The backflow prevention torque T4 is a torque that prevents the vane rotor 71 from returning to the retard side by suppressing the backflow of oil that has flowed into the advance chamber 73a by the VVT check valve 73c.

具体的には、図9Aに示すマップを参照して逆流防止トルクT4を算出する。図9Aは、機関回転速度NEと逆流防止トルクT4を規定したマップである。このマップは予め実験により取得され制御装置100の記憶装置に記憶されている。図9Aは、横軸が機関回転速度NEを示し縦軸が逆流防止トルクT4を示している。機関回転速度NEが増大するほど逆流防止トルクT4は低下する。これは、機関回転速度NEが増大するほど、VVTチェック弁73cを通過するオイルの流量が増大してVVTチェック弁73cが開く流路が拡大して、オイルの逆流が生じやすくなり、ベーンロータ71を遅角側に戻すことを妨げるトルクが低下するからである。尚、図9Aに示した機関回転速度NEに対する逆流防止トルクT4の変化は、あくまで一例であり、VVT機構の種類やチェック弁の大きさ等によって異なる。 Specifically, the backflow prevention torque T4 is calculated by referring to the map shown in FIG. 9A. FIG. 9A is a map that defines the engine rotation speed NE and the backflow prevention torque T4. This map is obtained in advance by experiment and stored in the storage device of the control device 100. In FIG. 9A, the horizontal axis indicates the engine rotation speed NE, and the vertical axis indicates the backflow prevention torque T4. The backflow prevention torque T4 decreases as the engine rotation speed NE increases. This is because, as the engine rotation speed NE increases, the flow rate of oil passing through the VVT check valve 73c increases, the flow path that the VVT check valve 73c opens expands, making it easier for oil to backflow, and the torque that prevents the vane rotor 71 from returning to the retard side decreases. Note that the change in the backflow prevention torque T4 with respect to the engine rotation speed NE shown in FIG. 9A is merely an example, and varies depending on the type of VVT mechanism, the size of the check valve, etc.

次に制御装置100は、アシストスプリングトルクT5を算出する(ステップS16)。ここでアシストスプリングは、VVT70内に設けられており、VVT70のベーンロータ71を進角側に付勢するためのスプリングである。従って、アシストスプリングはベーンロータ71の位置によってベーンロータ71を進角側に付勢する付勢力が異なっている。しかしながら本実施例では、アシストスプリングトルクT5は、他のカムフリクショントルクT1、高圧燃料ポンプトルクT2、バキュームポンプトルクT3、及び逆流防止トルクT4と比較して小さい値であるため、アシストスプリングトルクT5は予め固定値として制御装置100の記憶装置に記憶されている。尚、上述したベーンロータ71の位置、即ちVVT70が制御する回転位相に応じてアシストスプリングトルクT5が変動する可変値として算出してもよい。また、上記ステップS12~S16の順序は問わない。また、ステップS12~S16では、演算式によりトルクを算出してもよい。 Next, the control device 100 calculates the assist spring torque T5 (step S16). Here, the assist spring is a spring provided in the VVT 70 for biasing the vane rotor 71 of the VVT 70 to the advance side. Therefore, the force of the assist spring biasing the vane rotor 71 to the advance side differs depending on the position of the vane rotor 71. However, in this embodiment, the assist spring torque T5 is a small value compared to the other cam friction torque T1, high-pressure fuel pump torque T2, vacuum pump torque T3, and backflow prevention torque T4, so the assist spring torque T5 is stored in advance as a fixed value in the storage device of the control device 100. Note that the assist spring torque T5 may be calculated as a variable value that varies depending on the position of the vane rotor 71 described above, that is, the rotation phase controlled by the VVT 70. The order of the above steps S12 to S16 does not matter. In addition, in steps S12 to S16, the torque may be calculated using an arithmetic expression.

次に制御装置100は、上述したトルクに基づいて、負荷トルクCTを算出する(ステップS17)。具体的には、以下の演算式により算出する。
CT=T1+T2+T3-T4-T5…(1)
カムフリクショントルクT1、高圧燃料ポンプトルクT2、及びバキュームポンプトルクT3については、吸気カムシャフト11の回転に対して負荷となるため、上記の式では正の値として加算され、逆流防止トルクT4及びアシストスプリングトルクT5については吸気カムシャフト11の回転を後押しする方向に作用するため、上記の式では負の値として考慮される。
Next, the control device 100 calculates the load torque CT based on the above-mentioned torque (step S17). Specifically, the calculation is performed using the following equation.
CT=T1+T2+T3-T4-T5...(1)
The cam friction torque T1, the high-pressure fuel pump torque T2, and the vacuum pump torque T3 act as loads on the rotation of the intake camshaft 11, and are therefore added as positive values in the above equation. The backflow prevention torque T4 and the assist spring torque T5 act in a direction that pushes back the rotation of the intake camshaft 11, and are therefore considered as negative values in the above equation.

次に制御装置100は、算出された負荷トルクCTに基づいて第2目標油圧Bを算出する(ステップS18)。図9Bは、負荷トルクCTと第2目標油圧Bを規定したマップである。このマップは予め実験により取得され制御装置100の記憶装置に記憶されている。図9Bは、横軸が負荷トルクCTを示し縦軸が第2目標油圧Bを示している。負荷トルクCTが増大するほど第2目標油圧Bは増大する。 Next, the control device 100 calculates the second target hydraulic pressure B based on the calculated load torque CT (step S18). Figure 9B is a map that specifies the load torque CT and the second target hydraulic pressure B. This map was obtained in advance through experiments and is stored in the memory device of the control device 100. In Figure 9B, the horizontal axis represents the load torque CT and the vertical axis represents the second target hydraulic pressure B. The second target hydraulic pressure B increases as the load torque CT increases.

これにより、VVT70での油圧不足の発生を抑制でき、クランクシャフト17に対する吸気カムシャフト11の回転位相を目標位相に精度よく維持することができる。 This makes it possible to prevent insufficient oil pressure in the VVT 70 and accurately maintain the rotational phase of the intake camshaft 11 relative to the crankshaft 17 at the target phase.

[その他]
上記実施例では、吸気カムシャフト11の回転により駆動される装置として、吸気バルブ22、高圧燃料ポンプ41、及びバキュームポンプ42を例に説明した。また、負荷トルクCTの算出には、カムフリクショントルクT1,高圧燃料ポンプトルクT2、及びバキュームポンプトルクT3に加えて、VVT70に関する逆流防止トルクT4及びアシストスプリングトルクT5に基づいて算出した。これにより、クランクシャフト17に対する吸気カムシャフト11の回転位相を目標位相に精度よく維持することができる。尚、逆流防止トルクT4及びアシストスプリングトルクT5については、負荷トルクCTの算出の際には必ずしも参照しなくてもよい。即ち、カムフリクショントルクT1、高圧燃料ポンプトルクT2、及びバキュームポンプトルクT3の合計値を負荷トルクCTとして算出してもよい。逆流防止トルクT4及びアシストスプリングトルクT5は、カムフリクショントルクT1、高圧燃料ポンプトルクT2、及びバキュームポンプトルクT3と比較して小さい値であり、第2目標油圧Bへの算出精度への影響は比較的小さいからである。
[others]
In the above embodiment, the intake valve 22, the high-pressure fuel pump 41, and the vacuum pump 42 are described as examples of devices driven by the rotation of the intake camshaft 11. The load torque CT is calculated based on the backflow prevention torque T4 and the assist spring torque T5 related to the VVT 70 in addition to the cam friction torque T1, the high-pressure fuel pump torque T2, and the vacuum pump torque T3. This allows the rotation phase of the intake camshaft 11 relative to the crankshaft 17 to be accurately maintained at the target phase. It is not necessary to refer to the backflow prevention torque T4 and the assist spring torque T5 when calculating the load torque CT. In other words, the sum of the cam friction torque T1, the high-pressure fuel pump torque T2, and the vacuum pump torque T3 may be calculated as the load torque CT. This is because the backflow prevention torque T4 and the assist spring torque T5 are small values compared to the cam friction torque T1, the high-pressure fuel pump torque T2, and the vacuum pump torque T3, and their effect on the calculation accuracy of the second target hydraulic pressure B is relatively small.

上記実施例では、吸気カムシャフト11は高圧燃料ポンプ41を駆動するが、例えば排気カムシャフト12が高圧燃料ポンプ41を駆動する構成の場合には、制御装置100は上述した高圧燃料ポンプトルクT2を考慮せず負荷トルクCTを算出する。また、上記実施例では吸気カムシャフト11によりバキュームポンプ42が駆動するが、排気カムシャフト12がバキュームポンプ42を駆動する場合には、制御装置100は上述したバキュームポンプトルクT3を考慮せず負荷トルクCTを算出する。 In the above embodiment, the intake camshaft 11 drives the high-pressure fuel pump 41, but in a configuration in which the exhaust camshaft 12 drives the high-pressure fuel pump 41, for example, the control device 100 calculates the load torque CT without considering the high-pressure fuel pump torque T2 described above. Also, in the above embodiment, the intake camshaft 11 drives the vacuum pump 42, but in a configuration in which the exhaust camshaft 12 drives the vacuum pump 42, the control device 100 calculates the load torque CT without considering the vacuum pump torque T3 described above.

上記実施例では、吸気側に設けられたVVT70の第2目標油圧Bを負荷トルクCTに基づいて算出したが、これに限定されず、例えば排気側にVVTが設けられている場合には、排気側のVVTの目標油圧を排気カムシャフト12への負荷トルクに基づいて算出してもよい。 In the above embodiment, the second target oil pressure B of the VVT 70 provided on the intake side is calculated based on the load torque CT, but this is not limited thereto. For example, if a VVT is provided on the exhaust side, the target oil pressure of the exhaust side VVT may be calculated based on the load torque to the exhaust camshaft 12.

上記の実施の形態の可変動弁機構の油圧制御装置は、車両用内燃機関に適用した例について説明したが、動力源として内燃機関を用いるものであれば適用可能であり、例えば、所謂ハイブリッド車や自動二輪車等に搭載される内燃機関はもとより、船舶や建設機械等のように車両以外のものに搭載される内燃機関にも適用可能である。 The hydraulic control device for the variable valve mechanism in the above embodiment has been described as being applied to an internal combustion engine for a vehicle, but it can be applied to anything that uses an internal combustion engine as a power source, such as internal combustion engines mounted on so-called hybrid cars and motorcycles, as well as internal combustion engines mounted on things other than vehicles, such as ships and construction machinery.

以上、本発明の実施例について詳述したが、本発明はかかる特定の実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明の要旨の範囲内において、種々の変形・変更が可能である。 Although the embodiments of the present invention have been described in detail above, the present invention is not limited to these specific embodiments, and various modifications and variations are possible within the scope of the gist of the present invention as described in the claims.

5…オイルポンプ、10…内燃機関、11…吸気カムシャフト、12…排気カムシャフト、13…吸気通路、13a…吸気ポート、14p…ポート噴射弁、14d…筒内噴射弁、15…点火プラグ、16…ピストン、17…クランクシャフト、18…排気通路、18a…排気ポート、20…燃焼室、22…吸気バルブ、23…排気バルブ、27…アクセルペダル、28…アクセルポジションセンサ、29…スロットルバルブ、30…スロットルポジションセンサ、31…エアフロメータ、32…水温センサ、34…クランク角センサ、35…カム角センサ、36…油圧センサ、41…高圧燃料ポンプ、42…バキュームポンプ、60、74…オイルコントロールバルブ、70…可変動弁機構(VVT)、100…制御装置
Reference Signs List 5...oil pump, 10...internal combustion engine, 11...intake camshaft, 12...exhaust camshaft, 13...intake passage, 13a...intake port, 14p...port injection valve, 14d...in-cylinder injection valve, 15...spark plug, 16...piston, 17...crankshaft, 18...exhaust passage, 18a...exhaust port, 20...combustion chamber, 22...intake valve, 23...exhaust valve, 27...accelerator pedal, 28...accelerator position sensor, 29...throttle valve, 30...throttle position sensor, 31...air flow meter, 32...water temperature sensor, 34...crank angle sensor, 35...cam angle sensor, 36...oil pressure sensor, 41...high-pressure fuel pump, 42...vacuum pump, 60, 74...oil control valve, 70...variable valve timing mechanism (VVT), 100...control device

Claims (1)

クランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相を変更することができる油圧式の可変動弁機構の油圧制御装置であって、
前記可変動弁機構による目標位相に基づいて、前記回転位相を前記目標位相に維持できる前記可変動弁機構に供給される油圧の目標値である第1目標油圧を算出する第1算出部と、
前記カムシャフトの回転により駆動される装置から前記カムシャフトが受ける、前記カムシャフトの回転の抵抗となる負荷トルクに基づいて、前記回転位相を前記目標位相に維持できる前記可変動弁機構に供給される油圧の目標値である第2目標油圧を算出する第2算出部と、
前記第1及び第2目標油圧のうち大きい方を最終的な目標油圧に決定する決定部と、を備え、
前記可変動弁機構は、前記カムシャフトに連結された一体的に回転するベーンロータ、及び前記ベーンロータを収容し前記ベーンロータと同軸上に配置され前記ベーンロータに対して相対回転可能なハウジング、を含み、
前記ハウジングの内部には、前記ベーンロータのベーンによって仕切られる進角室及び遅角室が形成され、
前記進角室は、前記ベーンに対して前記ベーンロータの回転方向とは反対側に配置され、
前記遅角室は、前記ベーンに対して前記ベーンロータの回転方向側に配置され、
前記可変動弁機構は、前記進角室へ供給されるオイルの流通を許容するがその逆流を抑制するチェック弁、及び前記ベーンロータを進角側に付勢するアシストスプリング、を含み、
前記負荷トルクは、カムフリクショントルク、高圧燃料ポンプトルク、及びバキュームポンプトルクの合計値から逆流防止トルク及びアシストスプリングトルクを減算することにより算出され、
前記カムフリクショントルクは、機関バルブの開閉動作に伴って前記カムシャフトが受けるトルクであり、
前記高圧燃料ポンプトルクは、高圧燃料ポンプが前記カムシャフトに与えるトルクであり、
前記バキュームポンプトルクは、バキュームポンプが前記カムシャフトに与えるトルクであり、
前記逆流防止トルクは、前記チェック弁により前記進角室に流入したオイルの逆流が抑制されることにより、前記ベーンロータを遅角側に戻すことを妨げるトルクであり、
前記アシストスプリングトルクは、前記アシストスプリングによるトルクであり、
前記カムフリクショントルク、前記高圧燃料ポンプトルク、前記バキュームポンプトルク、及び前記逆流防止トルクのそれぞれは、前記クランクシャフトのクランク角に基づいて算出された機関回転速度に基づいて算出され、
前記カムフリクショントルク、前記高圧燃料ポンプトルク、及び前記バキュームポンプトルクのそれぞれの大きさは、前記機関回転速度が速いほど増大するように算出され、
前記逆流防止トルクの大きさは、前記機関回転速度が速いほど低下するように算出され、
前記アシストスプリングトルクは、固定値として算出される、可変動弁機構の油圧制御装置。
A hydraulic control device for a hydraulic variable valve mechanism that can change the rotational phase of a camshaft relative to a crankshaft,
a first calculation unit that calculates a first target hydraulic pressure, which is a target value of a hydraulic pressure to be supplied to the variable valve mechanism that can maintain the rotational phase at the target phase, based on a target phase by the variable valve mechanism;
a second calculation unit that calculates a second target hydraulic pressure, which is a target value of a hydraulic pressure to be supplied to the variable valve mechanism capable of maintaining the rotation phase at the target phase, based on a load torque that acts as resistance to rotation of the camshaft and that is received by the camshaft from a device driven by rotation of the camshaft;
A determination unit that determines the larger of the first and second target hydraulic pressures as a final target hydraulic pressure ,
the variable valve mechanism includes a vane rotor connected to the camshaft and rotating integrally therewith, and a housing that accommodates the vane rotor, is disposed coaxially with the vane rotor, and is rotatable relative to the vane rotor,
An advance angle chamber and a retard angle chamber partitioned by the vanes of the vane rotor are formed inside the housing,
The advance chamber is disposed on an opposite side to a rotation direction of the vane rotor with respect to the vane,
the retard chamber is disposed on a rotational direction side of the vane rotor with respect to the vane,
the variable valve mechanism includes a check valve that allows flow of oil supplied to the advance chamber but prevents a backflow of the oil, and an assist spring that biases the vane rotor toward the advance side,
the load torque is calculated by subtracting a backflow prevention torque and an assist spring torque from a total value of a cam friction torque, a high-pressure fuel pump torque, and a vacuum pump torque,
The cam friction torque is a torque that the camshaft receives in association with the opening and closing operation of an engine valve,
the high-pressure fuel pump torque is a torque applied to the camshaft by a high-pressure fuel pump,
the vacuum pump torque is a torque applied by a vacuum pump to the camshaft;
the backflow prevention torque is a torque that prevents the vane rotor from returning to the retard side by suppressing a backflow of oil that has flowed into the advance chamber by the check valve,
The assist spring torque is a torque generated by the assist spring,
each of the cam friction torque, the high-pressure fuel pump torque, the vacuum pump torque, and the backflow prevention torque is calculated based on an engine rotation speed calculated based on a crank angle of the crankshaft;
the magnitudes of the cam friction torque, the high-pressure fuel pump torque, and the vacuum pump torque are calculated so as to increase as the engine rotation speed increases;
The magnitude of the backflow prevention torque is calculated so as to decrease as the engine rotation speed increases,
A hydraulic control device for a variable valve mechanism , in which the assist spring torque is calculated as a fixed value .
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