DE69720590T2

DE69720590T2 - Ventilleistungssteuerungseinrichtung in einem Verbrennungsmotor

Info

Publication number: DE69720590T2
Application number: DE69720590T
Authority: DE
Inventors: Yoshihito Moriya
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1996-05-24
Filing date: 1997-05-23
Publication date: 2003-11-27
Anticipated expiration: 2017-05-24
Also published as: JP3189679B2; EP0808997B1; DE69720590D1; EP0808997A1; JPH09317504A; US5769044A

Description

Die Erfindung betrifft eine Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung, welche die Ventileinstellung von Einlaßventilen und Auslaßventilen gemäß dem Laufzustand der Brennkraftmaschine steuert, die in einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung angeordnet sind, wie z. B. die Öffnungs- und Schließzeitpunkte der Ventile.
Jedes Einlaßventil oder Auslaßventil in einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung wird durch die Drehung der Nockenwelle wechselseitig angetrieben, um die zugeordnete Einlaßöffnung oder Auslaßöffnung periodisch zu öffnen und zu schließen, welche mit der zugeordneten Brennkammer der Brennkraftmaschine verbunden ist. Wenn das Einlaßventil öffnet, wird Kraftstoff-Luft-Gemisch durch die Einlaßöffnung in die Brennkammer gesaugt. Das durch die Verbrennung in der Brennkammer erzeugte Gas wird durch die Auslaßöffnung aus der Kammer ausgestoßen, wenn das Auslaßventil öffnet.
In einer typischen Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung sind die Zeitpunkte, zu welchen die einzelnen Öffnungen durch die zugeordneten Ventile geöffnet und geschlossen werden, durch die Profile der Nocken der zugeordneten Nockenwellen bestimmt.
Um die Ausgangsleistung oder das Leistungsvermögen einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung zu erhöhen, sind in jüngster Zeit einige Anordnungen vorgeschlagen worden, um die Zeitsteuerung zum Öffnen und Schließen der Ventile, d. h. die Ventilsteuerung, gemäß dem Laufzustand der Brennkraftmaschine zu ändern. Das Japanische Patent Nr. 4-228843 beschreibt ein Ausführungsbeispiel einer solchen Einlaß/ Auslaß-Steuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung.
Die Steuereinrichtung wird nachstehend beschrieben. Wie in dem schematischen Strukturdiagramm der Fig. 15 gezeigt, weist die Steuereinrichtung eine Einlaßnockenwelle 101 auf, eine Auslaßnockenwelle 102, Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung, welche jeweils an den Enden der Nockenwellen 101, 102 angeordnet sind, eine Hydraulikdruckschaltung 105 zur Zuführung von Öl in die Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung und eine elektronische Steuereinheit (ECU) 108.
Riemenräder 109, 110 der Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung sind jeweils mit den Kurbelwellen (nicht gezeigt) einer Brennkraftmaschine (nicht gezeigt) über einen Steuerriemen (nicht gezeigt) gekoppelt. Die Riemenräder 109, 110 übertragen das Drehmoment der Kurbelwelle jeweils auf die Nockenwellen 101, 102.
Jede Nockenwelle 101, 102 weist jeweils eine Vielzahl von Nocken 111, 112 auf, welche die wechselseitige Bewegung des entsprechenden Einlaßventils oder des Auslaßventils gemäß der Drehung der Nockenwellen 101, 102 bewirken. Das Einlaßventil oder das Auslaßventil öffnet oder schließt die entsprechende Einlaßöffnung (nicht gezeigt) oder die Auslaßöffnung (nicht gezeigt).
Jeder Mechanismus 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung weist ein Paar von Druckkammern (nicht gezeigt) auf, die darin ausgebildet sind, in welchen Öl über die Hydraulikdruckschaltung 105 zugeführt wird. Der Druck des Öls, das den Druckkammern zugeführt wird, bewirkt, daß sich die zugeordneten Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung in bezug auf die Riemenräder 109, 110 der zugeordneten Nockenwelle 101, 102 drehen. Demzufolge wechselt und ändert die relative Drehphase der Nockenwelle 101, 102 in bezug auf die Kurbelwelle die Ventilsteuerzeiten des zugeordneten Einlaßventils oder Auslaßventils.
Die Hydraulikdruckschaltung 105 weist eine Ölwanne 113 zum Zurückhalten von Öl auf, eine Ölpumpe 114, welche durch die Kurbelwelle (nicht gezeigt) der Brennkraftmaschine angetrieben wird, und einen Ölfilter 115. Die Ölpumpe 114 führt das Öl in der Ölwanne 113 über die jeweiligen Kanäle 106a, 106b und 106c, 106d den einzelnen Druckkammern der Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung zu. Elektromagnetventile 107a, 107b, 107c, 107d sind jeweils in den Kanälen 106a, 106b, 106c, 106d angeordnet, um die zugeordneten Kanäle 106a-106d zu öffnen und zu schließen sowie die den einzelnen Druckkammern zuzuführende Ölmenge einzustellen.
Verschiedene Sensoren 116, einschließlich einem Brennkraftmaschinendrehzahlsensor, geben Erfassungssignale an die ECU 108 gemäß dem Laufzustand der Brennkraftmaschine (nicht gezeigt) aus. Die ECU 108 steuert die einzelnen Elektromagnetventile 107a-107d auf der Grundlage der Erfassungssignale. Dies ermöglicht der Steuereinrichtung die Optimierung der Ventilzeitsteuerung jedes Ventils gemäß dem Laufzustand der Brennkraftmaschine.
Die Steuereinrichtung führt den Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung von der gemeinsamen Ölpumpe 114 Öl zu. Daher wird die Ölmenge, die jedem Mechanismus 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung zugeführt wird, wenn Öl den beiden Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung zum Antrieb der Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung gleichzeitig zugeführt wird, im Vergleich zu dem Fall verringert, wenn nur einer der Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung angetrieben wird. Demgemäß kann die Ölmenge, die den Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung zugeführt wird, manchmal unzureichend sein. Dies kann die Arbeitsgeschwindigkeit der Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerung verringern und kann somit die Änderungsgeschwindigkeit der Ventilzeitsteuerung der einzelnen Ventile verringern. Daher kann es schwierig sein, die Ventilzeitsteuerung jedes Ventils zum optimalen Zeitpunkt als Reaktion auf einen Wechsel des Laufzustands der Brennkraftmaschine zu ändern. Dies kann das Ansprechverhalten der Ventilzeitsteuerung verschlechtern.
Als eine Lösung dieses Nachteils kann die Förderleistung der. Ölpumpe 114 (die Fördermenge je Zeiteinheit) erhöht werden, um zu verhindern, daß das Ansprechverhalten der Ventilzeitsteuerung langsam wird. Da die Ölpumpe 114 normalerweise durch die Kurbelwelle angetrieben wird, erhöht dieser Aufbau den Laufwiderstand der Kurbelwelle und vermindert die Nettoleistung der Brennkraftmaschine. Dieser Aufbau führt ferner zu einer größeren Ölpumpe 114 und somit zu einer größeren Brennkraftmaschine.
Demgemäß ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung zu schaffen, welche ein Paar von Mechanismen zur Änderung der Ventileinstellungen von Einlaßventilen und Auslaßventilen in einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung aufweist und Flüssigkeit beiden Mechanismen aus einer gemeinsamen Flüssigkeitsquelle zuführt, um die Mechanismen anzutreiben, um dadurch die Ventileinstellungen der einzelnen Ventile zu steuern, und welche ein verbessertes Steueransprechverhalten aufweist, ohne Erhöhung des Antriebswiderstands der Kurbelwelle oder Vergrößerung der Flüssigkeitsquelle.
Um die vorstehend erwähnte Aufgabe zu erfüllen, zeigt die vorliegende Erfindung eine Einrichtung zum Steuern der Ventileinstellung einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung auf. Die Brennkraftmaschine weist eine Brennkammer auf, die mit einem Lufteinlaßkanal und einem Luftauslaßkanal in Verbindung ist. Der Einlaßkanal weist ein Lufteinlaßventil auf, das selektiv geöffnet und geschlossen wird, um den Luftstrom zu steuern, der durch den Einlaßkanal zu der Brennkammer gelangt. Der Auslaßkanal weist ein Luftauslaßventil auf, das selektiv geöffnet und geschlossen wird, um den Auslaßgasstrom zu steuern, der aus der Brennkammer in den Auslaßkanal gelangt. Jedes der Ventile wird durch eine Nockenwelle auf der Grundlage der ventileinstellungsbeeinflußten Öffnungs- und Schließzeitsteuerung und einer Hubmenge des Ventils betätigt. Die Einrichtung weist eine erste Änderungseinrichtung zum Ändern der Ventileinstellung des Einlaßventils auf. Die erste Änderungsvorrichtung wird durch Flüssigkeitsdruck betätigt. Eine zweite Änderungseinrichtung ändert die Ventileinstellung des Auslaßventils. Die zweite Änderungseinrichtung wird durch den Flüssigkeitsdruck betätigt. Eine Flüssigkeitsquelle ist mit der ersten Änderungseinrichtung und der zweiten Änderungseinrichtung verbunden, um der ersten Änderungseinrichtung und der zweiten Änderungseinrichtung Flüssigkeit zuzuführen. Eine Einstelleinrichtung stellt die Flüssigkeitsmenge ein, die der ersten Änderungseinrichtung und der zweiten Änderungseinrichtung von der Flüssigkeitsquelle zugeführt wird. Eine Erfassungseinrichtung erfaßt den Laufzustand der Brennkraftmaschine. Eine Steuereinrichtung steuert die Einstellvorrichtung zum Ändern jeder Ventileinstellung, um die Übereinstimmung des Drehmoments der Brennkraftmaschine mit dem Solldrehmoment der Brennkraftmaschine herbeizuführen. Die Steuereinrichtung weist eine Auswahleinrichtung zum Auswählen eines der Ventile auf der Grundlage des erfaßten Laufzustands der Brennkraftmaschine auf. Das ausgewählte Ventil ist in der Lage, das Drehmoment der Brennkraftmaschine mit dem Solldrehmoment schneller als das andere der Ventile in Übereinstimmung zu bringen, um zu ermöglichen, daß eine größere Flüssigkeitsmenge der einen der Änderungseinrichtungen zugeführt wird, die mit dem ausgewählten Ventil verbunden ist, als der anderen der Änderungseinrichtungen.
Andere Gesichtspunkte und Vorteile der Erfindung werden aus der folgenden Beschreibung in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen deutlich, welche die Grundgedanken der Erfindung beispielhaft darstellen.
Die Erfindung, zusammen mit der Aufgabe und den Vorteilen, werden aus der folgenden Beschreibung von gegenwärtig bevorzugten Ausführungsformen zusammen mit den beigefügten Zeichnungen deutlich.
Fig. 1 zeigt ein schematisches Strukturdiagramm zur Darstellung einer ersten Ausführungsform eines Brennkraftmaschinensystems gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung,
Fig. 2 zeigt eine Querschnittansicht des einlaßseitigen Mechanismus zur variablen Ventilzeitsteuerung,
Fig. 3 zeigt eine Querschnittansicht des einlaßseitigen Ölsteuerventils (OCV),
Fig. 4 zeigt eine Querschnittansicht des auslaßseitigen Ölsteuerventils (OCV),
Fig. 5 zeigt ein Ablaufdiagramm zur Darstellung einzelner Prozesse in der variablen Ventilzeitsteuerroutine der ersten Ausführungsform,
Fig. 6 zeigt ein Kurvenbild zur Darstellung der Beziehung zwischen der Abweichung und der Kompensationsabweichung,
Fig. 7 zeigt ein Kurvenbild zur Darstellung der Beziehung zwischen der Endabweichung und der Einschaltdauer,
Fig. 8 zeigt ein Zeitsteuerdiagramm zur Darstellung des zeitabhängigen Verhaltens von Parametern, wie z. B. die Ölmenge, die jedem Mechanismus zur variablen Ventilzeitsteuerung zugeführt wird, und dem Verschiebungswinkel,
Fig. 9 zeigt ein Erläuterungsdiagramm zur Erläuterung der Wirkungsweise der ersten Ausführungsform,
Fig. 10 zeigt ein Kurvenbild zur Darstellung einer zeitabhängigen Änderung des Abtriebsdrehmoments,
Fig. 11 zeigt ein Ablaufdiagramm zur Darstellung einzelner Prozesse in den Mechanismen 103, 104 zur variablen Ventilzeitsteuerungsroutine einer zweiten Ausführungsform gemäß der vorliegenden Erfindung,
Fig. 12 zeigt ein Erläuterungsdiagramm zur Erläuterung der Operation der zweiten Ausführungsform,
Fig. 13 zeigt ein Kurvenbild zur Darstellung der Beziehung zwischen der Endabweichung und der Einschaltdauer in einer weiteren Ausführungsform gemäß der vorliegenden Erfindung,
Fig. 14 zeigt ein Zeitsteuerdiagramm zur Darstellung des zeitabhängigen Verhaltens von Parametern, wie z. B. die Ölmenge, die jedem Mechanismus zur variablen Ventilzeitsteuerung zugeführt wird, und dem Verschiebungswinkel, der zweiten Ausführungsform, und
Fig. 15 zeigt ein schematisches Systemstrukturdiagramm einer Einlaß/Auslaß-Steuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung des Standes der Technik.

Erste Ausführungsform

Eine erste Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Ventileinstellung-Steuereinrichtung, angewendet auf eine Benzin- Brennkraftmaschine für ein Fahrzeug, wird nachstehend unter Bezugnahme auf Fig. 1 bis 10 beschrieben.
Fig. 1 zeigt den schematischen Aufbau einer Benzin-Brennkraftmaschine 10. Wie in Fig. 1 gezeigt, weist die Brennkraftmaschine 10 eine Einlaß-Nockenwelle 11 auf, eine Auslaß-Nockenwelle 12, einen einlaßseitigen und einen auslaßseitigen Mechanismus zur variablen Ventilzeitsteuerung (nachstehend als Einlaß-VVT und Auslaß-VVT) 13, 14 bezeichnet, welche jeweils an den Nockenwellen 11, 12 angeordnet sind, eine Kurbelwelle 15 und eine elektronische Steuereinheit (ECU) 16 zum Steuern der VVTs 13, 14.
Die Brennkraftmaschine 10 weist einen Zylinderblock 17 auf, eine Ölwanne 18, die am Unterteil des Zylinderblocks 17 fest angeordnet ist, und einen Zylinderkopf 19, der an dem Oberteil des Blocks 17 fest angeordnet ist. Die Ölwanne 18 hält Schmieröl zurück, welches den einzelnen Abschnitten der Brennkraftmaschine 10 zugeführt wird. Der Zylinderblock 17 weist eine Vielzahl von Zylindern 20 auf, die jeweils eine Brennkammer 20a aufweisen. Wenngleich insgesamt vier Zylinder 20 in dieser Ausführungsform vorliegen, ist nur einer von diesen in Fig. 1 dargestellt.
Der Zylinderblock 17 lagert die Kurbelwelle 15 drehfähig. Ein Kolben 21, der in jedem Zylinder 20 angeordnet ist, ist über eine Verbindungsstange 22 mit der Kurbelwelle 15 verbunden, welche sich dreht, wenn sich die Kolben 21 aufwärts und abwärts bewegen.
Der Zylinderkopf 19 weist eine Vielzahl von Einlaßventilen 23 und Auslaßventilen 24 auf, die den einzelnen Zylindern 20 zugeordnet sind, und die Einlaßöffnungen 25a und Auslaßöffnungen 26 sind mit den zugeordneten Brennkammern 20a verbunden. Jede Einlaßöffnung 25a ist mit einem Einlaßkanal 25 verbunden, und jede Auslaßöffnung 26a ist mit einem Auslaßkanal 26 verbunden. Die Einlaßventile 23 und die Auslaßventile 24 öffnen und schließen die zugeordneten Einlaßöffnungen 25a und Auslaßöffnungen 26a.
Der Zylinderkopf 19 lagert die Einlaßnockenwelle 11 und die Auslaßnockenwelle 12 drehbar, welche parallel zu der Welle 11 angeordnet ist. Die Einlaßnockenwelle 11 und die Auslaßnockenwelle 12 weisen jeweils eine Vielzahl von Paaren von Nocken 27, 28 auf, welche in vorbestimmten Abständen in der Axialrichtung angeordnet sind. Wenn sich die Nockenwellen 11, 12 drehen, bewirken die Nocken 27, 28, daß sich die Einlaßventile 23 und die Auslaßventile wechselseitig bewegen.
Die Mechanismen 13, 14 zur variablen Ventilzeitsteuerung, die jeweils an den Enden der Nockenwellen 11, 12 angeordnet sind, sind funktionswirksam, um den Zeitpunkt des Öffnens und Schließens der zugeordneten Ventile 23, 24, d. h. die Ventilzeiten, zu ändern.
Fig. 2 zeigt den Querschnitt der Einlaß-Nockenwelle 11 und des Auslaß-VVT 13. Der Aufbau der Auslaß-Nockenwelle 12 und des Auslaß-VVT 14 ist gleich dem der Einlaß-Nockenwelle 11 und des Einlaß-VVT 13. Daher werden die Auslaß-Nockenwelle 12 und der Auslaß-VVT nachstehend nicht beschrieben, um die wiederholende Beschreibung zu vermeiden.
Der Einlaß-VVT 13 weist eine Riemenscheibe 30, eine Innenkappe 31, eine Abdeckung 32 und ein Ringrad 33 auf. Der Zylinderkopf 19 und eine Lagerkappe 34 lagern einen Zapfen 11a der Einlaß-Nockenwelle 11 drehbar. Die Riemenscheibe 30 weist einen Scheibenabschnitt 301 auf, eine Vielzahl von Außenzähnen 35, die auf dem Außenumfang des Scheibenabschnitts 301 erzeugt sind, und eine Nabe 36, die in der Mitte des Scheibenabschnitts 301 erzeugt ist. Die Riemenscheibe 30 ist mit der Nabe 36 an dem distalen Endabschnitt (die linke Seite, wie in Fig. 2 gesehen) der Einlaß-Nockenwelle 11 drehbar gekoppelt.
Ein Steuerriemen 37 ist um die Außenzähne 35 der Riemenscheibe 30 herumgelegt und mit einer Riemenscheibe 38 des Auslaß-VVT 14 und einer Kurbelriemenscheibe 39 der Kurbelwelle 15 verbunden, wie in Fig. 1 gezeigt ist. Das Drehmoment der Kurbelwelle 15 wird über die Kurbelriemenscheibe 39 und den Steuerriemen 37 auf die Riemenscheiben 38, 30 übertragen und über die Riemenscheiben 38, 30 weiter auf beide Nockenwellen 11, 12 übertragen.
Die Abdeckung 32 ist schalenförmig. Die Abdeckung 32 bedeckt den Scheibenabschnitt 301 der Riemenscheibe 30 und den distalen Endabschnitt der Einlaß-Nockenwelle 11. Ein Loch 323 ist in der Mitte der Abdeckung 32 ausgebildet. Dieses Loch 323 wird durch eine Kappe 324 verschlossen. Die Abdeckung 32 ist an dem Scheibenabschnitt 301 durch eine Vielzahl von Stiften 321 und Schrauben 322 fest angeordnet, so daß sich die Riemenscheibe 30 und die Abdeckung 32 zusammen drehen.
Eine Vielzahl von Innenzähnen 40 ist auf dem Innenumfang der Abdeckung 32 erzeugt. Die Innenzähne 40 sind Schrägzähne und sind in einem vorbestimmten Winkel in bezug auf die Achse L der Einlaß-Nockenwelle 11 geneigt.
Die Innenkappe 31 ist an dem distalen Ende der Einlaß-Nockenwelle 11 durch eine Hohlschraube 41 angeordnet. Die Innenkappe 31 ist an der Einlaß-Nockenwelle 11 durch einen Stift 411 fest angeordnet, so daß sich die Innenkappe 31 und die Einlaß-Nockenwelle 11 einstückig drehen.
Auf dem Außenumfang der Innenkappe 31 ist eine Vielzahl von äußeren Schrägzähnen 42 erzeugt, welche ähnlich den Innenzähnen 40 der Abdeckung 32 sind.
Das Ringrad 33 ist in einem Ringraum 43 angeordnet, der zwischen der Riemenscheibe 30, der Abdeckung 32 und der Innenkappe 31 definiert ist. Die inneren Schrägzähne 45 und die äußeren Schrägzähne 46, die ähnlich den inneren Zähnen 40 sind, sind an dem Innenumfang und dem Außenumfang des Ringrads 33 erzeugt. Die Innenzähne 45 sind im Eingriff mit den Außenzähnen 42 der Innenkappe 31, und die Außenzähne 46 sind im Eingriff mit den Innenzähnen 40 der Abdeckung 32. Das Drehmoment, das auf die Riemenscheibe 30 übertragen ist, wird daher über das Ringrad 33 und die Innenkappe 31 auf die Einlaß-Nockenwelle 11 übertragen.
Das Ringrad 33 teilt den Raum 43 in zwei Druckkammern 50 und 52. Der distale Endabschnitt (linke Seite, wie in Fig. 3 gesehen) des Raums 43 in bezug auf das Ringrad 33 bildet die erste Druckkammer 50 aus, während der proximale Endabschnitt (rechte Seite, wie in Fig. 2 gesehen) des Raums 43 in bezug auf das Ringrad 33 die zweite Druckkammer 52 ausbildet. Die Innenkappe 31, die Abdeckung 32, die Kappe 324 und die Hohlschraube 41 bilden einen Raum aus, welcher mit der ersten Druckkammer 50 in Verbindung ist.
Ein erster Druckkanal 51 und ein zweiter Druckkanal 53 zum Zuführen von Öl zu der ersten Druckkammer 50 und der zweiten Druckkammer 52 wird nachstehend beschrieben.
Ein Paar von Öllöchern 54, 55 ist in der Lagerkappe 34 erzeugt. Die Öllöcher 54, 55 sind durch zugeordnete Ölkanäle 56, 57 mit einem einlaßseitigen Ölsteuerventil (nachstehend als Einlaß-OCV bezeichnet) 60 verbunden.
Eine Ölnut 63 ist erzeugt, die sich um den gesamten Zapfen 11a der Nockenwelle 11 erstreckt. Die Ölnut 63 ist mit dem Ölloch 54 verbunden. Das Ölloch 54 ist an der proximalen Endseite (rechte Seite, wie in Fig. 2 gesehen) des Öllochs 55 angeordnet. Ein Ölkanal 64, welcher mit der Ölnut 63 verbunden ist, ist in der Einlaß-Nockenwelle 11 definiert. Ein Mittelloch 65 erstreckt sich axial durch die Schraube 41. Das Mittelloch 65 verbindet den Ölkanal 64 mit dem Raum 325. Der Ölkanal 56, das Ölloch 54, die Ölnut 63, der Ölkanal 64, das Mittelloch 65 und der Raum 325 bilden den ersten Druckkanal 51 aus.
Eine andere Ölnut 66 ist erzeugt, die sich um den gesamten Zapfen 11a der Nockenwelle 11 in einer Position näher zu dem distalen Ende der Nockenwelle 11 als die Ölnut 63 erstreckt. Die Ölnut 66 ist mit dem Ölloch 55 verbunden. Das Ölloch 55 ist auf der distalen Endseite (linke Seite, wie in Fig. 2 gesehen) des Öllochs 54 angeordnet. Ein anderer Ölkanal 67, welcher mit der Ölnut 66 verbunden ist, ist in der Einlaß- Nockenwelle 11 erzeugt. Der Ölkanal 67 ist über einen Raum 311, welcher zwischen der Innenkappe 31, dem distalen Endabschnitt der Einlaß-Nockenwelle 11 und der Nabe 36 des Riemenrads 30 definiert ist, mit der zweiten Druckkammer 52 verbunden. Der Ölkanal 57, das Ölloch 55, die Ölnut 66, der Ölkanal 67 und der Raum 311 bilden den zweiten Druckkanal 53 aus.
Ein Aufbau zum Zuführen von Öl zu dem ersten Druckkanal 51 und dem zweiten Druckkanal 53 wird nachstehend beschrieben.
Wie in Fig. 1 gezeigt, ist eine Ölpumpe 62 so mit der Kurbelwelle 15 verbunden, daß sie durch die Drehung der Kurbelwelle 15 angetrieben wird. Die Ölpumpe 62 saugt Öl an, das in der Ölwanne 18 zurückgehalten ist, und fördert das Öl über einen Auslaßkanal 59 zu dem Einlaß-OCV 60. Ein Ölfilter 61 ist in dem Auslaßkanal 59 angeordnet, um Fremdstoffe abzufiltern, die in dem Öl enthalten sind.
Das Einlaß-OCV 60 dient zum Einstellen der Ölmenge (der Höhe des Hydraulikdrucks), die über den ersten Druckkanal 51 und den zweiten Druckkanal 53 den Druckkammern 50, 52 zugeführt wird. Das Einlaß-OCV 60 weist ein im wesentlichen zylinderförmiges Gehäuse 70 und eine Schieberstange 75 auf, welche in dem Gehäuse 70 wechselseitig bewegt wird. Das Einlaß-OCV 60 weist ferner ein elektromagnetisches Solenoid 79 auf, welches die Schieberstange 75 wechselseitig bewegt, und welches an der Rückseite (rechte Seite, wie in Fig. 2 gesehen) des Gehäuses 70 angeordnet ist, und eine Feder 78, welche an der Vorderseite (linke Seite, wie in Fig. 2 gesehen) des Gehäuses 70 angeordnet ist, um normalerweise die Schieberstange 75 nach hinten zu drängen.
Das Gehäuse 70 weist eine Behälteröffnung 71, ein Paar von Behälteröffnungen 72a, 72b und ein Paar von Auslaßöffnungen 73, 74 auf. Die Behälteröffnung 71 ist über den Auslaßkanal 59 mit der Ölpumpe 62 verbunden. Die Behälteröffnungen 72a, 72b sind jeweils über Ablaßkanäle 58a, 58b mit der Ölwanne 18 verbunden. Die Auslaßöffnungen 73, 74 sind mit den Öllöchern 54, 55 über die zugeordneten Ölkanäle 56, 57 verbunden, welche in der Lagerkappe 34 ausgebildet sind.
Die Schieberstange 75 weist vier Stege 76 auf, von denen einer den Ölfluß zwischen jedem Paar von Öffnungen 71, 73; 71, 74; 73, 72a und 74, 72b sperrt. Die Schieberstange 75 weist drei Kanäle 77a, 77b und 77c auf, die sich zwischen den angrenzenden Stegen 76 erstrecken. Die Kanäle 77a bis 77c verbinden die Öffnungen 71, 73; 71, 74; 73, 72a und 74, 72b, um den Ölfluß zu gestatten.
Die Schieberstange 75 bewegt sich in eine Position, in welcher die Vorwärtsdrängkraft des elektromagnetischen Solenoids 79 durch die rückwärts gerichtete Drängkraft der Feder 78 ausgeglichen wird. Die Drängkraft, die durch das Solenoid 79 erzeugt wird, ist durch das Einschaltverhältnis eines Erregungssignals bestimmt, das dem Solenoid 79 eingegeben wird. Wenn sich die Schieberstange 75 gemäß dem Einschaltverhältnis in eine vorbestimmte Position bewegt, wird der Verbindungszustand der Öffnungen 71-71 geändert. Die Höhe des Hydraulikdrucks, der zwischen der ersten Druckkammer 50 und der zweiten Druckkammer 52 anliegt, wird durch Ändern der Verbindungszustände der einzelnen Öffnungen 71-74 auf diese Weise eingestellt.
Wie in Fig. 1 gezeigt, ist der Auslaß-VVT 14, der an der Auslaß-Nockenwelle 12 angeordnet ist, durch den Auslaßkanal 59 über den Ölfilter 61 in der gleichen Weise wie der Einlaß-VVT 13 mit der Ölpumpe 62 verbunden. Ein Auslaß-OCV 80, welches mit dem Auslaßkanal 59 in Verbindung ist, weist den gleichen Aufbau wie das Einlaß-OCV 60 auf und stellt die Ölmenge (die Höhe des Hydraulikdrucks) ein, die von der Ölpumpe 62 der ersten und der zweiten Druckkammer (nicht gezeigt) zugeführt wird.
Wie in Fig. 1 gezeigt, ist die Brennkraftmaschine 10 mit Sensoren 81, 82, 83, 84 versehen, um den Laufzustand der Brennkraftmaschine 10 zu erfassen.
Nockenwinkelsensoren 81, 82 sind jeweils mit Rotoren 81a, 82a Versehen, welche sich mit der Einlaß-Nockenwelle 11 und der Auslaß-Nockenwelle 12 einstückig drehen, und elektromagnetischen Aufnahmeeinrichtungen 81b, 82b, welche in Gegenüberlage der Rotoren 81a, 82a sind. Die Rotoren 81a, 82a sind scheibenförmige magnetische Körper, die jeweils eine Vielzahl von Zähnen aufweisen, die von deren Außenumfang vorstehen. Die elektromagnetischen Aufnahmeeinrichtungen 81b, 82b geben jedesmal Nockenwinkel-Impulssignale SGIN2, SGEX2 aus, wenn die Zähne der Rotoren 81a, 82a an den Aufnahmeeinrichtungen 81b, 82b vorbeigehen, wenn sich die Nockenwellen 11, 12 drehen.
Der Kurbelwinkelsensor 83 weist einen Rotor 83a auf, welcher sich zusammen mit der Kurbelwelle 15 dreht, und eine elektromagnetische Aufnahmeeinrichtung 83b in Gegenüberlage des Rotors 83a. Der Rotor 83a ist aus einem scheibenförmigen magnetischen Körper mit einer Vielzahl von Zähnen ausgebildet, die an dem Außenumfang erzeugt sind. Die elektromagnetische Aufnahmeeinrichtung 83b gibt jedesmal ein Kurbelwinkel- Impulssignal SG1 aus, wenn ein Zahn des Rotors 83a an der Aufnahmeeinrichtung 83b vorbeigeht, wenn sich die Kurbelwelle 15 dreht.
Der Einlaßdrucksensor 84, der in dem Einlaßkanal 25 angeordnet ist, erfaßt den Druck in dem Kanal 25 durch Vergleich des Drucks mit einem Vakuumzustand. Der Druck in dem Einlaßkanal wird nachstehend als der Einlaßkrümmerdruck PM bezeichnet.
Die ECU 16 steuert die OCVs 60 und 80 auf der Grundlage der Erfassungssignale von den Sensoren 81-84. Die ECU 16 schließt eine Zentrale Verarbeitungseinheit (CPU) 85 ein, einen Nur-Lese-Speicher (ROM) 86, einen Direktzugriffsspeicher (RAM) 87, einen Datensicherungs-RAM 88, eine Eingabe- Schnittstellenschaltung 89 und eine Ausgabe-Schnittstellenschaltung 90. Ein Bus 91 verbindet die Schnittstellenschaltungen 89 und 90 miteinander.
Vorbestimmte Steuerprogramme und Anfangswerte sind in dem ROM 86 gespeichert. Z. B. ist ein Programm zum Steuern der Ventileinstellung in dem ROM 86 gespeichert. Die CPU 85 führt verschiedene Prozesse gemäß den Steuerprogrammen und Anfangswerten aus, die in dem ROM 86 gespeichert sind. Der RAM 87 speichert zeitweilig die Ergebnisse der durch die CPU 85 ausgeführten Verarbeitung. Der Datensicherungs-RAM 88 hält verschiedene Daten in dem RAM 87, selbst nachdem die Energiezuführung der ECU 16 unterbrochen ist.
Die Nockenwinkelsensoren 81, 82, der Kurbelwinkelsensor 83 und der Einlaßdrucksensor 84 sind mit der Eingabe-Schnittstellenschaltung 89 elektrisch verbunden. Die OCVs 60, 80 sind mit der Ausgabe-Schnittstellenschaltung 90 elektrisch verbunden. Die ECU 16 berechnet die Drehzahl NE der Brennkraftmaschine 10, die Verschiebungswinkel VT1, VT2 der jeweiligen Nockenwellen 11, 12 und andere Parameter auf der Grundlage der Erfassungssignale, die der Eingangs-Schnittstellenschaltung 89 von den Sensoren 81-84 eingegeben sind. Die ECU 16 steuert die OCVs 60, 80 auf der Grundlage der berechneten Werte.
Z. B. mißt die ECU 16 den Impulsabstand des Kurbelwinkelsignals SG1, das von dem Kurbelwinkelsensor 83 ausgegeben ist, um die Drehzahl der Kurbelwelle 15 je Zeiteinheit zu berechnen, oder die Brennkraftmaschinendrehzahl NE der Brennkraftmaschine 10. Auf der Grundlage der Nockenwinkelsignale SGIN2, SGEX2 und des Kurbelwinkelsignals SG1 berechnet die ECU 16 die relativen Drehphasen der Einlaß-Nockenwelle 11 und der Auslaß-Nockenwelle 12 in bezug auf die Kurbelwelle 15, d. h. die Verschiebungswinkel VT1, VT2. Die Verschiebungswinkel VT1, VT2 entsprechen dem geänderten Drehwinkel der Einlaß-Nockenwelle 11 und der Auslaß-Nockenwelle 12, welche durch die VVTs 13, 14 verändert sind, um die Ventileinstellung jeweils des Einlaßventils 23 und des Auslaßventils 24 vorzunehmen.
Die ECU 16 steuert die Höhe des Hydraulikdrucks, welcher der ersten Druckkammer 50 und der zweiten Druckkammer 52 des Einlaß-VVT 13 zugeführt wird, indem das Einschaltverhältnis DVT1 des Erregungssignals innerhalb des Bereichs von 0% bis 100% verändert wird, welches dem elektromagnetischen Solenoid 79 zugeleitet wird. Die ECU 16 ändert die Ventileinstellung des Einlaßventils 23 durch Steuern des Hydraulikdrucks in den Druckkammern 50, 52.
Z. B. erregt die ECU 16 das elektromagnetische Solenoid 79, um die Schieberstange 75 gegen die Drängkraft der Feder vorwärts zu bewegen, indem das Einschaltverhältnis DVT1 auf einem Wert größer als 50% gehalten wird. Dies bewegt die Schieberstange 75 zu einer Zeitpunktvoreilposition, wie in Fig. 3 gezeigt ist.
Wenn die Schieberstange 75 die Voreilposition erreicht, werden die Behälteröffnung 71 und die Auslaßöffnung 73 durch den Kanal 77b verbunden. Dies führt das Öl, das von der Ölpumpe 62 gefördert ist, über den Auslaßkanal 59 und den ersten Druckkanal 51 der ersten Druckkammer 50 zu. Demgemäß steigt der Hydraulikdruck in der ersten Druckkammer 50 an.
Wenn ferner die Schieberstange 75 die Voreilposition erreicht, werden die Auslaßöffnung 74 und die Behälteröffnung 72b durch den Kanal 77c verbunden. Dies gestattet, das Öl in der zweiten Druckkammer 52 über den zweiten Druckkanal 53 und den Ablaßkanal 58b zu der Ölwanne 18 zurückzuführen. Dies vermindert den Hydraulikdruck in der zweiten Druckkammer 52.
Folglich wird der Hydraulikdruck, der durch die erste Druckkammer 50 an dem Ringrad 33 anliegt, größer als der Hydraulikdruck, der durch die zweite Druckkammer 52 an dem Rad 33 anliegt. Dies bewegt das Ringrad 33 zu dem proximalen Ende (rechte Seite, wie in Fig. 2 gesehen) der Einlaß-Nockenwelle 11, wenn sich das Rad 33 dreht. Demzufolge wird ein Drehmoment an die Kappe 31 angelegt, wodurch sich die Innenkappe 31 in bezug auf die Riemenscheibe 30 dreht. Die Innenkappe 31 und die Einlaß-Nockenwelle 11 drehen sich daher in bezug auf das Riemenrad 30. Die Relativdrehung ändert die Drehphase der Einlaß-Nockenwelle 11 in bezug auf das Riemenrad 30 und läßt die Ventilsteuerzeiten des Einlaßventils 23 voreilen.
Wenn die Ventilsteuerzeiten des Einlaßventils 23 auf diese Weise voreilen, führt eine Vergrößerung des Einschaltverhältnisses DVT1 zu einer Verkleinerung des Abschnitts der Auslaßöffnung 73, die durch den zugeordneten Steg 76 geschlossen ist. Dies vergrößert die Öffnungsfläche der Öffnung 73. Demzufolge nimmt die der ersten Druckkammer 50 des Einlaß-VVT 13 zugeführte Ölmenge zu. Dies erhöht die Voreilgeschwindigkeit des Ventilsteuerzeitpunkts.
Die ECU 16 bewegt die Schieberstange 75 unter Ausnutzung der Drängkraft der Feder 78 durch Erregen des elektromagnetischen Solenoids 79 bei dem Einschaltverhältnis DVT1, das auf einem Wert kleiner als 50% gehalten wird, rückwärts. Dies bewirkt, daß sich die Schieberstange 75 in eine Zeitverzögerungsposition bewegt, wie in Fig. 2 gezeigt ist.
Wenn die Schieberstange 75 die Verzögerungsposition erreicht, werden die Behälteröffnung 71 und die Auslaßöffnung 74 durch den Kanal 77b verbunden. Folglich wird das Öl, das von der Ölpumpe 62 gefördert ist, über den Auslaßkanal 59 und den zweiten Druckkanal 53 der zweiten Druckkammer 52 zugeführt. Dies erhöht den Hydraulikdruck in der zweiten Druckkammer 52.
Wenn ferner die Schieberstange 75 die Verzögerungsposition erreicht, werden die Auslaßöffnung 73 und die Behälteröffnung 72a durch den Kanal 77a verbunden. Dies ermöglicht, das Öl in der ersten Druckkammer 50 über den ersten Druckkanal 51 und den Ablaßkanal 58 zu der Ölwanne 18 zurückzuführen. Dies vermindert den Hydraulikdruck in der ersten Druckkammer 50.
Folglich wird der Hydraulikdruck, der durch die zweite Druckkammer 52 an dem Ringrad 33 anliegt, größer als der Hydraulikdruck, der durch die erste Druckkammer 50 an dem Rad 33 anliegt. Dies bewegt das Ringrad 33 zu dem distalen Ende (die linke Seite, wie in der Fig. 2 gesehen) der Einlaß- Nockenwelle 11, wenn sich das Rad 33 dreht. Demzufolge wird das Drehmoment an die Innenkappe 31 angelegt, wodurch sich die Kappe 31 in bezug auf das Riemenrad 30 bewegt. Die Innenkappe 31 und die Einlaß-Nockenwelle 11 drehen sich daher in bezug auf das Riemenrad 30. Die Relativbewegung ändert die Drehphase der Einlaß-Nockenwelle 11 in bezug auf das Riemenrad 30 und verzögert den Ventilsteuerzeitpunkt des Einlaßventils 23.
Wenn auf diese Weise der Ventilsteuerzeitpunkt des Einlaßventils 23 verzögert wird, führt eine Verkleinerung des Einschaltverhältnisses DVT1 zu einer Verkleinerung des Abschnitts der Auslaßöffnung 74, die durch den zugeordneten Steg 76 geschlossen ist. Dies vergrößert die Öffnungsfläche der Öffnung 74. Demzufolge steigt die der zweiten Druckkammer 52 des Einlaß-VVT 13 zugeführte Ölmenge. Dies erhöht die Verzögerungsgeschwindigkeit der Ventilsteuerung.
Die ECU 16 bewegt die Schieberstange 75 in eine mittlere Position zwischen der Voreilposition und der Verzögerungsposition durch Erregen des elektromagnetischen Solenoids 79 bei dem Einschaltverhältnis DVT1, das bei 50% erhalten wird. (Dieses Verhältnis wird nachstehend als ein Erhalteeinschaltverhältnis DVTH bezeichnet.) Demzufolge bewegt sich die Schieberstange 75 in eine Erhalteposition, wie in Fig. 4 gezeigt ist.
Wenn die Schieberstange 75 die Erhalteposition erreicht, werden die Auslaßöffnungen 73, 74 durch die zugeordneten Stege 76 geschlossen. Daher wird Öl weder den Druckkammern 50, 52 zugeführt noch aus diesen ausgelassen. Das Ringrad 33 wird daher durch die Hydraulikdrücke der Druckkammern 50, 52 gehalten. Dies erhält die Istventilsteuerzeit des Einlaßventils 23.
Wie vorstehend beschrieben, ist der Einlaß-VVT 13 in der Lage, den Ventilsteuerzeitpunkt des Einlaßventils 23 mit der Sollgeschwindigkeit kontinuierlich zu verändern, und ist ebenfalls in der Lage, eine erwünschte Zeitsteuerung zu erhalten.
In derselben Weise ist der Auslaß-VVT 14 in der Lage, den Ventilsteuerzeitpunkt des Auslaßventils 24 mit der Sollgeschwindigkeit kontinuierlich zu verändern, und ist ebenfalls in der Lage, die erwünschte Zeitsteuerung durch Ändern des Einschaltverhältnisses DVT2 des elektromagnetischen Solenoids (nicht gezeigt) zu verändern, das in dem Auslaß-OCV 80 verwendet ist.
Steuerprozesse zum Steuern des Ventilsteuerzeitpunkts gemäß dieser Ausführungsform werden nachstehend unter Bezugnahme auf das Ablaufdiagramm in Fig. 5 beschrieben. Fig. 5 zeigt die einzelnen Prozesse in einer Ventileinstellung- Steuerroutine (nachstehend als die VVT-Steuerroutine bezeichnet). Die ECU 16 führt die. Routine zyklisch in einem vorbestimmten Zeitabstand zwischen jedem Zyklus aus.
Im Schritt 100 liest die ECU 16 das Kurbelwinkelsignal SG1, die Nockenwinkelsignale SGIN2, SGEX2 und den Einlaßkrümmerdruck PM, die jeweils durch den Kurbelwinkelsensor 83, die Nockenwinkelsensoren 81, 82 und den Einlaßdrucksensor 84 erfaßt werden.
Im Schritt S101 berechnet die ECU 16 die Brennkraftmaschinendrehzahl NE auf der Grundlage des Kurbelwinkelsignals SG1 und berechnet die Verschiebungswinkel VT1, VT2 der zugeordneten Nockenwellen 11, 12 auf der Grundlage des Signals SG1 und der Nockenwinkelsignale SGIN2, SGEX2.
Im Schritt 102 berechnet die ECU 16 die Sollverschiebungswinkel VTT1, VTT2 der zugeordneten Nockenwellen 11, 12 gemäß der Brennkraftmaschinendrehzahl NE und dem Einlaßkrümmerdruck PM. Die ECU 16 nimmt auch Bezug auf Funktionsdaten, die in dem ROM 86 gespeichert sind. In dieser Ausführungsform sind die Funktionsdaten eingestellt, um das Abtriebsdrehmoment der Brennkraftmaschine 10 maximal einzustellen, wenn die Verschiebungswinkel VT1, VT2 jeweils gleich den Sollverschiebungswinkeln VTT1, VTT2 sind, entsprechend dem Laufzustand der Brennkraftmaschine 10.
Im Schritt 103 subtrahiert die ECU 16 die Verschiebungswinkel VT1, VT2 jeweils von den Sollverschiebungswinkeln VTT1, VTT2, um die Abweichung ΔVT1 zwischen den Verschiebungswinkeln VTT1, VT1 und die Abweichung ΔVT2 zwischen den Verschiebungswinkeln VTT2, VT2 zu berechnen.
Im Schritt 104 berechnet die CPU die Kompensationsabweichungen ΔVTK1, ΔVTK2, die jeweils den Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 entsprechen. Die ECU 16 nimmt auch Bezug auf Funktionsdaten, die in dem ROM 86 gespeichert sind. Diese Funktionsdaten unterscheiden sich von den vorhergehend erwähnten Funktionsdaten.
Fig. 6 zeigt ein Kurvenbild zur Darstellung der Funktionsdaten. Die Vollinie zeigt die Beziehung zwischen der Abweichung ΔVT1 und der Kompensationsabweichung ΔVTK1 für die Einlaß-Nockenwelle 11, und die Strich-Punkt-Linie zeigt die Beziehung zwischen der Abweichung ΔVT2 und der Kompensationsabweichung ΔVTK2 für die Auslaß-Nockenwelle 12.
Aus dem Kurvenbild wird deutlich, daß mit zunehmenden Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 die Kompensationsabweichungen ΔVTK1, ΔVTK2 größer werden. Die Anstiegsrate der Kompensationsabweichung ΔVTK1 in bezug auf die Abweichung ΔVT1 oder die Neigung der Vollinie ist größer als die Anstiegsrate der Kompensationsabweichung ΔVTK2 in bezug auf die Abweichung ΔVT2 oder die Neigung der Strich-Punkt-Linie. Demgemäß wird die Kompensationsabweichung ΔVTK entsprechend der Abweichung ΔVT1 größer als die Kompensationsabweichung ΔVTK2 entsprechend der Abweichung ΔVT2 eingestellt, selbst wenn die Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 einander gleich sind. In dieser Ausführungsform, wie aus den vorhergehenden Ausführungen deutlich wird, sind die Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 so eingestellt, daß die Kompensationsabweichung ΔVTK1 der Einlaß-Nockenwelle 11 größer wird, während die Kompensationsabweichung ΔVTK2 der Auslaß-Nockenwelle 12 kleiner wird, wenn der Schritt 104 ausgeführt wird.
Die Ventileinstellungen des Einlaßventils 23 und des Auslaßventils 24 beeinflussen die Eigenschaften der Brennkraftmaschine 10. Es ist allgemein bekannt, daß die Ventileinstellung des Einlaßventils 23 wesentlich zu der Erhöhung des Abtriebsdrehmoments der Brennkraftmaschine 10 und zu der Verbesserung des Kraftstoffverbrauchs beiträgt. Die Ventileinstellung des Auslaßventils 24 trägt wesentlich zur Unterdrückung unerwünschter Emissionen der Brennkraftmaschine bei.
In bezug auf die in Fig. 6 gezeigten Funktionsdaten werden die Neigungen der Vollinie und der Strich-Punkt-Linie auf der Grundlage des Beitragsverhältnisses der Ventilsteuerungen in bezug auf eine Änderung des Abtriebsdrehmoments der Brennkraftmaschine 10 bestimmt, d. h. die Änderung des Abtriebsdrehmoments, wenn die einzelnen Ventilsteuerzeiten in einer vorbestimmten Höhe verändert werden. Da die Ventilsteuerung des Einlaßventils 23 mehr zu der Erhöhung des Abtriebsdrehmoments als die Ventilsteuerung des Auslaßventils 24 beiträgt, wird die Neigung der Vollinie größer als die Neigung der in Fig. 6 gezeigten Strich-Punkt-Linie eingestellt.
Im Schritt 105 bestimmt die ECU 16, ob der Absolutwert ΔVTK1 der Kompensationsabweichung ΔVTK1 gleich oder größer als der Absolutwert ΔVTK2 der Kompensationsabweichung ΔVTK ΔVTK2 ist. Wenn die Bedingung im Schritt 105 erfüllt ist ( ΔVTK1 ≥ ΔVTK2 ), geht die ECU 16 weiter zum Schritt 106.
Im Schritt 106 stellt die ECU 16 die Endabweichung ΔVTFIN1 auf einen Wert gleich der Kompensationsabweichung ΔVTK1 ein und berechnet die Endabweichung ΔVTFIN2 aus der folgenden Gleichung (1).
ΔVTFIN2 = ΔVTK2/ΔVTK1 · ΔVTK2 (1)
Da der Wert ΔVTK2/ΔVTK1 in der Gleichung (1) gleich oder kleiner als "1" ist, ist der Wert der berechneten Endabweichung ΔVTFIN2 gleich oder kleiner als die Kompensationsabweichung ΔVTK2. Der kleine Wert der berechneten Endabweichung ΔVTFIN2 beschränkt die Ölmenge, die dem Auslaß-VVT 14 zugeführt wird.
Wenn die Bedingung im Schritt 105 nicht erfüllt ist ( ΔVTK1 < ΔVTK2 ), geht die ECU 16 weiter zum Schritt 109.
Im Schritt 109 stellt die ECU 16 die Endabweichung ΔVTFIN2 als einen Wert ein, der gleich der Kompensationsabweichung ΔVTK2 ist und berechnet die Endabweichung ΔVTFIN1 aus der folgenden Gleichung (2).
ΔVTFIN1 = ΔVTK1/ΔVTK2 · ΔVTK1 (2)
Da der Wert ΔVTK1/ΔVTK2 in der Gleichung (2) kleiner als "1" ist, ist die Endabweichung ΔVTFIN1 kleiner als die Kompensationsabweichung ΔVTK1. Der kleine Wert der berechneten Endabweichung ΔVTFIN1 beschränkt die dem Einlaß-VVT 13 zugeführte Ölmenge.
Nach der Berechnung der Endabweichung ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 in einem der Schritte 106, 109 geht die ECU 16 weiter zum Schritt 107.
Im Schritt 107 berechnet die ECU 16 die Einschaltverhältnisse DVT1, DVT2 entsprechend den Endabweichung ΔVTFIN1, ΔVTFIN2. Die ECU 16 nimmt auch Bezug auf Funktionsdaten, die in dem ROM 86 gespeichert sind. Fig. 7 zeigt ein Kurvenbild zu Darstellung der Funktionsdaten. Wie aus diesem Kurvenbild deutlich wird, werden die Einschaltverhältnisse DVT1, DVT2 zu, wenn die Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 größer werden.
Im Schritt 108 sendet die ECU 16 Erregungssignale VS1, VS2 entsprechend den Einschaltverhältnissen DVT1, DVT2 jeweils an die OCVs 60, 80. Demzufolge werden die VVTs 13, 14 betätigt, um die Ventileinstellungen der Ventile 23 und 24 voreilen zu lassen oder zu verzögern, oder die gegenwärtigen Ventileinstellungen zu erhalten. Nach der Ausführung von Schritt 108 beendet die ECU 16 zeitweilig die Routine.
Die Operation dieser Ausführungsform, wenn die Ventilsteuerzeiten voreilen, wird nachstehend beschrieben. Es wird angenommen, daß die Verschiebungswinkel VT1, VT2 um den gleichen vorbestimmten Wert 2α (α > 0) auf die Sollverschiebungswinkel VTT1, VTT2 (VTT1 = VTT2 = 4α) erhöht werden.
Fig. 8 zeigt ein Zeitsteuerdiagramm zu Darstellung der zeitabhängige Änderungen der Sollverschiebungswinkel VTT1, VTT2, der Verschiebungswinkel VT1, VT2, der dem Einlaß-VVT 13 zugeführten Ölmenge Q1 und die dem Auslaß-VVT 14 zugeführten Ölmenge Q2. Die ECU 16 führt die einzelnen Prozesse in der VVT-Steuerroutine in jedem vorbestimmten Steuerzyklus nach dem Starten der Brennkraftmaschine 10 aus. Die Zeiten t1, t2, t3, t4 in dem Diagramm zeigen die jeweiligen Steuerzeitpunkte.
Wie in Fig. 10 gezeigt, wenn die Sollverschiebungswinkel VTT1, VTT2 zu dem Zeitpunkt t1 auf 4α eingestellt sind, berechnet die ECU 16 die Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 als einen vorbestimmen Wert 2α(= 4α - 2α).
Die ECU 16 berechnet dann die Kompensationsabweichungen ΔVTK1, ΔVTK2 jeweils entsprechend den Abweichungen ΔVT1, ΔVT2. In diesem Fall berechnet die ECU 16 die Kompensationsabweichung ΔVTK1 entsprechend der Abweichung ΔVT1(= 2α) als 3α. Die ECU 16 berechnet auch die Kompensationsabweichung ΔVTK2 entsprechend der Abweichung ΔVT2 (= 2α) als α, wie in Fig. 6 gezeigt ist.
Da der Absolutwert ΔVTK1 der Kompensationsabweichung ΔVTK1 gleich oder größer als der Absolutwert ΔVTK2 der Kompensationsabweichung ΔVTK2 ist (d. h. ΔVTK1 = 3α ≥ ΔVTK2 = α), stellt die ECU 16 die Endabweichung ΔVTFIN1 auf einen Wert von 3α ein, welcher gleich der Kompensationsabweichung ΔVTK1 ist. Die ECU 16 stellt auch die Endabweichung ΔVTFIN2 auf α/3 gemäß der Gleichung (1) ein. Daraufhin berechnet die ECU 16 die Einschaltverhältnisse DVT1, DVT2 gemäß den Endabweichungen ΔVTFINI (= 3α), ΔVTFIN2 (= α/3) und sendet die Erregungssignale VS1, VS2 entsprechend den Einschaltverhältnissen DVT1, DVT2 jeweils zu den OCVs 60, 80.
In dieser Ausführungsform ist die Endabweichung ΔVTFIN1 größer als die Endabweichung ΔVTFIN2 eingestellt (ΔVTFIN1 = 3α und ΔVTFIN2 = α/3), selbst wenn die Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 einander gleich sind (ΔVT1 = ΔVT2 = 2α). Das Einschaltverhältnis DVT1 des Erregungssignals VS1, das an das Einlaß-OCV 60 ausgegeben wird, ist daher größer als das Einschaltverhältnis DVT2 des Erregungssignals VS2, das an das Auslaß-OCV 80 ausgegeben wird. Wie in Fig. 8(b) und 8(e) gezeigt, ist die Ölmenge Q1, die dem Einlaß-VVT 13 zugeführt wird, größer als die Ölmenge Q2, die dem Auslaß-VVT 14 zu dem Zeitpunkt t1 zugeführt wird.
Wie in Fig. 8(c) und 8(f) gezeigt, nimmt der Verschiebungswinkel VT1 mit einer Änderungsrate zu, die größer als die des Verschiebungswinkels VT2 ist, so daß die Änderung der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 gegenüber der Änderung der Ventileinstellung des Auslaßventils 24 Vorrang gegeben ist. Zwischen den Zeitpunkten t2 und t2 ist die dem Einlaßventil 13 zugeführte Ölmenge Q1 größer als die Ölmenge Q2, die dem Auslaßventil 14 zugeführt wird. Dies läßt die Ventileinstellung des Einlaßventils 23 voreilen.
Zwischen den Zeitpunkten t1 und t2 führt eine Vergrößerung der Verschiebungswinkel VT1, VT2 zu einer Verringerung der Differenz zwischen den Kompensationsabweichungen ΔVTK1, ΔVTK2. Dies ermöglicht, die Kompensationsabweichungen ΔVTK1, ΔVTK2 schließlich miteinander in Übereinstimmung zu bringen. Wenn in mehr spezifischer Weise die Verschiebungswinkel VT1, VT2 zu dem Zeitpunkt t2 jeweils 3,5α und 2,5α sind (VT1 = 3,5α und VT2 = 2,5α) sind, berechnet die ECU 16 die Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 jeweils zu 0,5α, 1,5α (ΔVT1 = 0,5α, ΔVT2 = 1,5α). Die ECU 16 berechnet dann die Kompensationsabweichung ΔVTK1, ΔVTK2 entsprechend den Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 zu 0, 75α.
Folglich sendet die ECU 16 die Erregungssignale VS1, VS2 entsprechend den Einschaltverhältnissen DVT1, DVT2 jeweils zu den OCVs 60, 80. Dies gleicht die Ölmengen Q1, Q2 aus, die jeweils den VVTs 13, 14 zugeführt werden und läßt die Ventileinstellungen mit einer gleichen Änderungsrate voreilen.
In der Zeitdauer, die mit dem Zeitpunkt t2 beginnt, sind die Kompensationsabweichungen ΔVTK1, ΔVTK2 einander gleich und die gleiche Ölmenge wird den VVTs 13, 14 zugeführt. Wenn die Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 kleiner werden, verringern sich die Einschaltverhältnisse DVT1, DVT2, wie in Fig. 7 gezeigt ist. Dies vermindert allmählich die Ölmengen Q1, Q2, die den VVTs 13, 14 zugeführt werden.
Zu dem Zeitpunkt t3 erreicht der Verschiebungswinkel VT1 der Einlaß-Nockenwelle 11 den Sollverschiebungswinkel VTT1 (4α) und die Abweichung ΔVT1 sowie die Kompensationsabweichung ΔVTK1 werden beide "0". Daher stellt die ECU 16 die Endabweichung ΔVTFIN1 mit "0" ein. Da der Wert des Einschaltverhältnisses DVT1 als der Wert des Erhalteeinschaltverhältnisses DVTH eingestellt ist, wird die dem Einlaß-VVT 13 zugeführte Ölmenge Q1 gleich "0".
Während der Zeitdauer zwischen den Zeitpunkten t3 und t4 wird Öl nur dem Auslaß-VVT 14 zugeführt. Daher wird nur die Ventileinstellung des Auslaßventils 24 verändert. Zu dem Zeitpunkt t4 erreicht der Verschiebungswinkel VT2 der Auslaß-Nockenwelle 12 den Sollverschiebungswinkel VTT2 (= 4α). Demzufolge werden die Einschaltverhältnisse DVT1, DVT2 nach dem Zeitpunkt t4 auf das Erhalteeinschaltverhältnis DVTH eingestellt. Dieses erhält die gegenwärtigen Ventileinstellungen.
Die Vollinie in Fig. 9 ist eine Kennlinie zur Darstellung der Beziehung zwischen den Verschiebungswinkeln VT1, VT2 in dem vorstehend beschriebenen Beispiel. Die Punkte A, C, D und B dieser Kurve entsprechen den Zuständen der Verschiebungswinkel VT1, VT2 zu den Zeitpunkten t1 bis t4. Die Verschiebungswinkel VT1, VT2 ändern sich entlang der Kennlinie, die in der Reihenfolge der Punkte A, C, D, B verläuft.
Die Punktlinien in Fig. 9 stellen Linien mit gleichem Drehmoment dar. Wenn sich die Verschiebungswinkel VT1, VT2 entlang den Linien gleichen Drehmoments ändern, ist die Änderung des Abtriebsdrehmoments der Brennkraftmaschine 10 gering. Wenn sich die Verschiebungswinkel VT1, VT2 in einer Weise ändern, welche die Linie gleichen Drehmoments übersteigt, ändert sich das Abtriebsdrehmoment der Brennkraftmaschine 10 wesentlich.
Die Punkt-Punkt-Strich-Linie in Fig. 9 ist eine Kennlinie, welche die Beziehung zwischen den Verschiebungswinkeln VT1, VT2 in einem Vergleichsbeispiel darstellt. Das Vergleichsbeispiel unterscheidet sich von der bevorzugten Ausführungsform dadurch, daß die Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 gleich verarbeitet sind.
Wie aus der Vollinie in Fig. 9 erkennbar, ist der Änderung des Verschiebungswinkels VT1 der Einlaß-Nockenwelle 11 zwischen den Punkten A und C (zwischen den Zeitpunkten t1 und t2) Vorrang gegeben. Daher ist die Kennlinie (die Vollinie) in dieser Ausführungsform gegenüber der Kennlinie (Strich- Punkt-Punkt-Linie) des Vergleichsbeispiels geneigt, in welcher die Änderungsraten der Verschiebungswinkel VT1, VT2 einander gleich sind. Ferner erstreckt sich zwischen den Punkten A und C die Kennlinie der bevorzugten Ausführungsform im wesentlichen rechtwinklig in bezug auf die Linien gleichen Drehmoments.
Fig. 10 zeigt ein Kurvenbild zur Darstellung der zeitabhängigen Änderungen des Abtriebsdrehmoments der bevorzugten Ausführungsform und des Vergleichsbeispiels. Die Vollinie stellt die zeitabhängigen Änderungen des Abtriebsdrehmoments der bevorzugten Ausführungsform dar, während die Strich- Punkt-Punkt-Linie die zeitabhängigen Änderungen des Abtriebsdrehmoments des Vergleichsbeispiels darstellt.
Wie aus Fig. 10 erkennbar, steigen die Abtriebsdrehmomente sowohl der bevorzugten Ausführungsform als auch des Vergleichsbeispiels vom Anfangsdrehmoment TO zum Zeitpunkt t1 zum Solldrehmoment TTRG zum Zeitpunkt t4.
In dem Vergleichsbeispiel steigt das Abtriebsdrehmoment mit Ablauf der Zeit linear an. Im Vergleich dazu steigt das Abtriebsdrehmoment mit einer größeren Änderungsrate zwischen den Zeitpunkten t1 bis t2 in der bevorzugten Ausführungsform. Dies ist der Fall, weil die Kennlinie (die Vollinie) zur Darstellung der Beziehung zwischen den Verschiebungswinkeln VT1, VT2 die Linien gleichen Drehmoments im wesentlichen rechtwinklig schneidet, wie in Fig. 9 gezeigt ist, wenn sich die Kennlinie von dem Zustand ändert, der durch Punkt A bezeichnet ist, bis zu dem Zustand, der durch Punkt C bezeichnet ist (zwischen den Zeitpunkten t1 und t2).
In der bevorzugten Ausführungsform erreicht das Abtriebsdrehmoment das Solldrehmoment TTRG früher als in dem Vergleichsbeispiel. Z. B. erfordert das Abtriebsdrehmoment die Zeit Δt2 vom Zeitpunkt t1, um einen vorbestimmten Wert T1 in dem Vergleichsbeispiel zu erreichen. Im Vergleich dazu erfordert das Abtriebsdrehmoment eine kürzere Zeitdauer Δt1, um den vorbestimmten Wert T1 zu erreichen.
Vorhergehend ist der Fall beschrieben, wenn die Abweichungen ΔVT1 und ΔVT2 einander gleich sind. Nachstehend erfolgt eine Beschreibung des Falls, in welchem die Abweichung ΔVT2 der Auslaß-Nockenwelle 12 größer als die Abweichung ΔVT1 der Einlaß-Nockenwelle 11 zu dem Zeitpunkt t1 ist, während die Bedingung im Schritt 105 nicht erfüllt ist (z. B. dann, wenn ΔVT1 = 0,5α und ΔVT2 = 2α sind). Da in diesem Fall die Endabweichung ΔVTFIN1 der Einlaß-Nockenwelle 11 aus der Gleichung (2) als ein kleiner Wert berechnet ist, wird der Änderung der Ventileinstellung des Auslaßventils 24 über der Änderung der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 Vorrang gegeben.
Der Grund, der Änderung der Ventileinstellung des Auslaßventils 24 Vorrang zu geben, wenn die Bedingung im Schritt 105 nicht erfüllt ist, wird nachstehend beschrieben. Wie vorstehend erwähnt, trägt die Ventileinstellung des Einlaßventils 23 mehr zur Erhöhung des Abtriebsdrehmoments der Brennkraftmaschine 10 bei als die Ventileinstellung des Auslaßventils 24. Wenn der Absolutwert ΔVTFIN1 der Endabweichung ΔVTFIN1 klein ist, wird das Einschaltverhältnis DVT1 als ein kleiner Wert berechnet, wie in Fig. 7 gezeigt, so daß die Änderungsgeschwindigkeit der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 langsamer wird. Wenn in diesem Fall der Änderung der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 Vorrang gegeben ist, wird die Erhöhungsrate des Abtriebsdrehmoments verringert.
In dieser Ausführungsform werden die Absolutwerte ΔVTFIN1 , ΔVTFIN2 der Endabweichung ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 miteinander verglichen, um zu bestimmen, ob die Änderungsgeschwindigkeit der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 gering genug ist. Wenn bestimmt ist, daß diese Geschwindigkeit gering genug ist, wird der Änderung der Ventileinstellung des Auslaßventils 24 gegenüber der Änderung der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 Vorrang gegeben. Dies verhindert, daß die Erhöhungsrate des Abtriebsdrehmoments geringer wird.
Obgleich die vorhergehende Beschreibung für den Fall vorgenommen wurde, wenn die Verschiebungswinkel VT1, VT2 beide vergrößert sind (die Ventileinstellungen sind voreilend), ist der Ventileinstellung von einem der Ventile 23, 24, welches die Erhöhungsrate des Abtriebsdrehmoments der Brennkraftmaschine 10 erhöht, Vorrang gegeben, selbst wenn die Verschiebungswinkel VT1, VT2 beide vermindert sind (die Ventileinstellungen sind verzögert) oder in dem Fall, wenn einer der Verschiebungswinkel VT1, VT2 größer wird, während der andere Verschiebungswinkel VT kleiner wird.
Wie aus der vorstehenden Beschreibung deutlich wird, werden in dieser Ausführungsform die Absolutwerte ΔVTK1 , ΔVTK2 der Kompensationsabweichungen ΔVTK1, ΔVTK2 miteinander verglichen, um die Ventileinstellung von einem der Ventile, dem Ventil 23 oder dem Ventil 24, genau auszuwählen, welches mehr zur Erhöhung des Abtriebsdrehmoments beiträgt. Demgemäß wird die Ölmenge beschränkt, die dem verwendeten anderen (nicht ausgewählten) der VVTs 13, 14 zugeführt wird, der verwendet wird, um die Ventileinstellung zu verändern.
Dies gestattet, daß eine ausreichende Ölmenge von der Ölpumpe 62 dem VVT 13 oder dem VVT 14 zugeführt wird, der die ausgewählte Ventileinstellung verändert. Dies ermöglicht, daß die Ventileinstellung mit einer höheren Geschwindigkeit verändert wird. Es ist dadurch möglich, das Abtriebsdrehmoment der Brennkraftmaschine 10 zu einem früheren Zeitpunkt auf das Solldrehmoment zu erhöhen. Dies erhöht das Ansprechverhalten der Ventileinstellsteuerung.
Ferner erfordert die bevorzugte Ausführungsform keine Vergrößerung der Ölpumpe 62, anders als ein Aufbau, die ausgelegt ist, die Förderleistung der Ölpumpe 62 zu erhöhen, um das gleiche Ansprechvermögen zu erzielen.
Eine wesentliche Verringerung des Abtriebsdrehmoments der Brennkraftmaschine 10, welche durch Antrieb einer Ölpumpe 62 mit einer größeren Förderleistung verursacht würde, wird ebenfalls in dieser Ausführungsform vermieden.
Zusätzlich erhöht die bevorzugte Ausführungsform das Abtriebsdrehmoment der Brennkraftmaschine 10 lediglich durch Änderung der Steuerung der OCVs 60, 80. Anders als ein Aufbau, welcher eine getrennte Ölpumpe erfordert, um die VVTs 13, 14 zu betätigen, vermeidet die bevorzugte Ausführungsform daher einen Anstieg der Kosten der Steuereinrichtung.

Zweite Ausführungsform

Eine zweite Ausführungsform gemäß der vorliegenden Erfindung wird nachstehend unter Bezugnahme auf Fig. 11, 12 und 14 beschrieben. In dieser Ausführungsform unterscheiden sich mehrere Prozesse in der VVT-Steuerroutine von der ersten Ausführungsform. Die Nockenwellen 11, 12, die VVTs 13, 14 und die OCVs 60, 80 weisen den gleichen Aufbau wie jene der ersten Ausführungsform auf.
Fig. 11 zeigt ein Ablaufdiagramm zur Darstellung der VVT- Steuerroutine. Um die wiederholende Beschreibung zu vermeiden, sind gleiche Bezugszeichen den Schritten zugeordnet, die gleich den entsprechenden Schritten in der VVT-Steuerroutine der ersten Ausführungsform sind, welche in Fig. 5 gezeigt ist.
In dieser Routine geht die ECU 16 weiter zum Schritt 200, nachdem die Schritte 100 bis 102 ausgeführt sind.
Im Schritt 200 subtrahiert die ECU 16 die Verschiebungswinkel VT1, VT2 von den Sollverschiebungswinkeln VTT1, VTT2, um jeweils die Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 zu berechnen.
Im Schritt S201 bestimmt die ECU 16, ob der Absolutwert ΔVTFIN1 der Endabweichung ΔVTFIN1 der Einlaß-Nockenwelle 11 größer als ein erster Bestimmungswert ΔJVT1 ist. Wenn diese Bedingung erfüllt ist ( ΔVTFIN1 > ΔJVT1), geht die ECU 16 weiter zum Schritt 202.
Im Schritt 202 berechnet die ECU 16 das Einschaltverhältnis DVT1 gemäß der Endabweichung ΔVTFIN1 und stellt den Wert des Einschaltverhältnisses DVT2 als den Wert des Erhalteeinschaltverhältnisses DVTH (50%) ein. Wenn das Einschaltverhältnis DVT1 berechnet wird, bezieht sich die ECU 16 auf die in Fig. 7 gezeigten Funktionsdaten.
Wenn die Bedingung im Schritt 201 nicht erfüllt ist ( ΔVTFIN1 ≤ ΔJVT1), geht die ECU 16 weiter zum Schritt 203.
Im Schritt 203 bestimmt die ECU 16, ob der Absolutwert ΔVTFIN2 der Endabweichung ΔVTFIN2 größer als ein zweiter Bestimmungswert ΔJVT2 ist. Wenn diese Bedingung erfüllt ist ( ΔVTFIN2 > ΔJVT2), geht die ECU 16 weiter zum Schritt 204.
Im Schritt 204 stellt die ECU 16 den Wert des Einschaltverhältnisses DVT1 als den Wert des Erhalteeinschaltverhältnisses DVTH (50%) ein und berechnet das Einschaltverhältnis DVT2 gemäß der Endabweichung ΔVTFIN2. Wenn das Einschaltverhältnis DVT2 berechnet wird, nimmt die ECU 16 auf die in Fig. 7 gezeigten Funktionsdaten Bezug.
Wenn die Bedingung im Schritt 203 nicht erfüllt ist ( ΔVTFIN2 ≤ ΔJVT2), geht die ECU 16 weiter zum Schritt 205.
Im Schritt 205 berechnet die ECU 16 die Einschaltverhältnisse DVT1, DVT2 gemäß den Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2. Während der Berechnung nimmt die ECU 16 Bezug auf die in Fig. 7 gezeigten Funktionsdaten.
Nach der Ausführung der Schritte 202, 204 und 205 geht die ECU 16 weiter zu dem Schritt 108 und beendet dann zeitweilig nach der Ausführung des Schritts 108 die Routine.
In dieser Routine ist der erste Bestimmungswert ΔJVT1 ein Wert zur Bestimmung, ob der Änderung der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 Vorrang gegeben werden soll oder nicht, wenn die Ventileinstellungen des Einlaßventils 23 und des Auslaßventils 24 verändert werden.
Andererseits ist der zweite Bestimmungswert ΔJVT2 ein Wert zur Bestimmung, ob der Änderung der Ventileinstellung des Auslaßventils 24 Vorrang gegeben werden soll oder nicht, wenn die Ventileinstellungen verändert werden. Die ECU 16 vergleicht die Bestimmungswerte ΔJVT1, ΔJVT2 jeweils mit den Absolutwerten ΔVTFIN1 , ΔVTFIN2 der Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2, um zu bestimmen, welcher Ventileinstellung Vorrang gegeben werden soll, wenn die Ventileinstellungen geändert werden.
Fig. 12 zeigt ein Kurvenbild zur Erläuterung, welcher Ventileinstellung Vorrang gegeben werden soll, wenn die Ventileinstellungen des Einlaßventils 23 und des Auslaßventils 24 geändert werden.
In Fig. 12 wird Vorrang der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 gegeben, wenn der Absolutwert ΔVTFIN1 der Endabweichung ΔVTFIN1 im Bereich R1 eingeschlossen ist, welcher Werte einschließt, die größer als der erste Bestimmungswert ΔJVT1 sind. Vorrang wird nicht der Ventileinstellung des Auslaßventils 24 im Bereich R1 gegeben.
Vorrang wird der Ventileinstellung des Auslaßventils 24 gegeben, wenn der Absolutwert ΔVTFIN2 der Endabweichung ΔVTFIN2 in den Bereich R2 eingeschlossen ist, welcher Werte einschließt, die größer als der zweite Bestimmungswert ΔJVT2 sind. Vorrang wird nicht der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 im Bereich R2 gegeben.
Die Ventileinstellungen werden auf der Grundlage der Einschaltverhältnisse DVT1, DVT2 geändert, welche jeweils gemäß den Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 im Bereich R3 berechnet sind, welcher die Bereiche R1, R2 ausschließt.
In dieser Ausführungsform wird der erste Bestimmungswert ΔJVT1 kleiner als der zweite Bestimmungswert ΔJVT2 eingestellt (JVT1 < JVT2). Demgemäß wird der Bereich R1, in welchem Vorrang der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 gegeben ist, über einen breiteren Bereich anders als die anderen Bereiche R2, R3 eingestellt, wie in Fig. 12 gezeigt ist.
Wenn die Absolutwerte ΔVTFINI , ΔVTFIN2 der Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 im Punkt A der Fig. 12 einander gleich sind ( ΔVTFIN1 = ΔVTFIN2 = a), wird nur die Ventileinstellung des Einlaßventils 23 geändert.
Wie vorstehend beschrieben, trägt die Ventileinstellung des Einlaßventils 23 mehr zur Erhöhung des Abtriebsdrehmoments der Brennkraftmaschine 10 als die Ventileinstellung des Auslaßventils 24 bei. Daher wird in dieser Ausführungsform das Abtriebsdrehmoment der Brennkraftmaschine 10 durch Einstellung des ersten Bestimmungswerts JVT1 kleiner als der zweite Bestimmungswert JVT2 erhöht, indem der Änderung der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 gegenüber der Änderung der Ventileinstellung des Auslaßventils 24 Vorrang gegeben wird.
Die Operation dieser Ausführungsform wird nachstehend beschrieben, wenn die Verschiebungswinkel VT1, VT2 von beiden Nockenwellen 11, 12, die auf dem gleichen vorbestimmten Wert α erhalten sind, auf die Sollverschiebungswinkel VTT1, VTT2 vergrößert werden, welche einander gleich sind (VTT1 = VTT2 = β). In diesem Fall verändern sich die Absolutwerte ΔVTFIN1 , ΔVTFIN2 der Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 in der Reihenfolge der Zustände, die durch die Punkte A, B, C, D und E bezeichnet sind.
Fig. 14 zeigt ein Zeitsteuerdiagramm der zeitabhängigen Änderungen der Sollverschiebungswinkel VTT1, VTT2, der Verschiebungswinkel VT1, VT2, der Ölmenge Q1, die dem Einlaß- VVT 13 zugeführt wird, und der Ölmenge Q2, die dem Auslaß- VVT 14 zugeführt wird.
Wie in Fig. 14 gezeigt, werden die Sollverschiebungswinkel VTT1, VTT2 zu dem vorbestimmten Wert β zum Zeitpunkt t1 verändert. Zu diesem Zeitpunkt (in dem Zustand, der durch den Punkt A in Fig. 12 bezeichnet ist) ist der Absolutwert ΔVTFIN1 der Endabweichung ΔVTFIN1 größer als der vorbestimmte Wert ΔJVT1. Daher berechnet die ECU 16 das Einschaltverhältnis DVT1 gemäß der Endabweichung ΔVTFIN1 und stellt das Einschaltverhältnis DVT2 auf das Erhalteeinschaltverhältnis DVTH ein.
Die ECU 16 steuert dann die OCVs 60, 80 auf der Grundlage der Erregungssignale VS1, VS2 jeweils entsprechend den Einschaltverhältnissen DVT1, DVT2. Obgleich Öl dem Auslaß-VVT 14 nicht zugeführt ist, wird daher die Ölmenge Q1 dem Einlaß-VVT 13 zugeführt, wie in Fig. 14(c) und 14(e) gezeigt ist. Demzufolge wird nur der Verschiebungswinkel VT1 der Einlaß-Nockenwelle 11 vergrößert, um die Ventileinstellung des Einlaßventils 23 voreilen zu lassen, wie in Fig. 14(b) und 14(d) gezeigt ist. Zwischen den Zeitpunkten t1 und t2 wird nur die Ventileinstellung des Einlaßventils 23 verändert.
Zum Zeitpunkt t2 gelangen die Absolutwerte ΔVTFIN1 , ΔVTFIN2 der Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 in die Zustände, die durch den Punkt B in Fig. 12 gezeigt sind. Daher ist der Absolutwert ΔVTFIN1 der Endabweichung ΔVTFIN1 gleich dem ersten Bestimmungswert ΔJVT1. Folglich stellt die ECU 16 den Wert des Einschaltverhältnisses DVT1 als den Wert des Erhalteeinschaltverhältnisses DVTH ein und berechnet das Einschaltverhältnis DVT2 gemäß der Endabweichung ΔVTFIN2.
Die ECU 16 steuert dann die OCVs 60, 80 auf der Grundlage der Erregungssignale VS1, VS2, welche jeweils den Einschaltverhältnissen DVT1, DVT2 entsprechen. Demgemäß wird die Ölmenge Q1 auf "0" verringert, die dem Einlaß-VVT 13 zugeführt ist, während die Ölmenge Q2 vergrößert wird, die dem Auslaß- VVT 14 zugeführt ist, wie in Fig. 14(c) und (e) gezeigt ist. Demzufolge wird der Verschiebungswinkel VT2 der Auslaß- Nockenwelle 12 vergrößert, um nur die Ventileinstellung des Auslaßventils 24 voreilend einzustellen, wie aus Fig. 14(b) und (d) ersichtlich ist. D. h., nur die Ventileinstellung des Auslaßventils 24 wird zwischen den Zeitpunkten t2 und t3 verändert.
Zwischen den Zeitpunkten t1 und t2 wird nur die Ventileinstellung des Einlaßventils 23 so geändert, daß der Absolutwert ΔVTFIN1 der Endabweichung ΔVTFIN1 vergrößert wird, um gleich dem Bestimmungswert ΔJVT1 zu sein, wie in Fig. 12 gezeigt ist. Wenn der Absolutwert ΔVTFIN1 kleiner wird, wird das Einschaltverhältnis DVT1 auf einen kleineren Wert eingestellt, wie in Fig. 7 gezeigt ist. Dies verringert die Ölmenge Q1, die dem Einlaß-VVT 13 zugeführt wird. Folglich wird die Änderungsrate der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 langsamer. Dies vermindert die Anstiegsrate des Abtriebsdrehmoments.
Daher wird in dieser Ausführungsform der VVT, welchem Öl von der Ölpumpe 62 zugeführt wird, vom Einlaß-VVT 13 zum Auslaß- VVT 14 umgeschaltet, um der Änderung der Ventileinstellung des Auslaßventils 24 Vorrang zu geben. Dies gestattet, das Abtriebsdrehmoment mehr als das in dem Fall zu erhöhen, wenn der Vorrang der Änderung der Ventileinstellung des Einlaßventils 23 gegeben ist.
Wie in Fig. 12 gezeigt, gehen zwischen den Zeitpunkten t2 und t3 die Absolutwerte ΔVTFIN1 und ΔVTFIN2 der Endabweichungen ΔVTFIN1 und ΔVTFIN2 weiter vom Punkt C zum Punkt B. Demzufolge berechnet die ECU 16 die Einschaltverhältnisse DVT1, DVT2 gemäß den jeweiligen Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 zum Zeitpunkt t3.
Die ECU 16 steuert dann die OCVs 60, 80 auf der Grundlage der Erregungssignale VS1, V52, welche jeweils den Einschaltverhältnissen DVT1, DVT2 entsprechen. Demgemäß werden die vorbestimmten Ölmengen Q1, Q2 jeweils den VVTs 13, 14 zugeführt, wie aus Fig. 14(c) und 14(e) ersichtlich ist. Demzufolge werden beide Verschiebungswinkel VT1, VT2 vergrößert, um die Ventileinstellungen der Ventile 23, 24 voreilen zu lassen, wie in Fig. 14(b) und 14(d) gezeigt ist. D. h., zwischen den Zeitpunkten t3 und t4 werden die Ventileinstellungen beider Ventile 23 und 24 verändert.
Die Änderungen der Ölmengen Q1 und Q2, die durch die Strich- Punkt-Punkt-Linie in Fig. 14(c) und (14(e) bezeichnet ist, zeigen die Änderungen der Ölmengen Q1 und Q2, wenn nur einem der VVTs 13, 14 Öl zugeführt wird. Wie aus Fig. 14(c) und 14(e) ersichtlich, sind die Ölmengen Q1, Q2, die den VVTs 13, 14 zugeführt werden (beide sind durch Vollinien bezeichnet), kleiner als die Ölmengen, die durch die Strich- Punkt-Punkt-Linien in dieser Ausführungsform bezeichnet sind. Der Grund für diese Erscheinung wird nachstehend beschrieben.
In dieser Ausführungsform wird Öl von der gemeinsamen Ölpumpe 62 den VVTs 13, 14 zugeführt. Daher wird in dem Zeitraum, der zum Zeitpunkt t3 beginnt, das Öl, das von der Pumpe 62 gepumpt ist, zu den VVTs 13, 14 verteilt. Demzufolge werden die Ölmengen Q1, Q2 vermindert, die den VVTs 13, 14 zugeführt werden.
Zum Zeitpunkt t4 gelangen die Endabweichungen ΔVTFIN1 und ΔVTFIN2 in die Zustände an dem Punkt D in Fig. 12, so daß die Endabweichung ΔVTFIN1 "0" wird. D. h., der Verschiebungswinkel VT1 der Einlaß-Nockenwelle 11 erreicht den Sollverschiebungswinkel VTT1 (= β), wie in Fig. 14(c) gezeigt ist. Die ECU 16 stellt daher den Wert des Einschaltverhältnisses DVT1 als den Wert des Erhalteeinschaltverhältnisses DVTH ein. Folglich wird die dem Einlaß-VVT 13 zugeführte Ölmenge Q1 gleich "0", wie in Fig. 14(b) gezeigt ist. Während des Zeitraums zwischen den Zeitpunkten t4 und t5 wird daher die Ventileinstellung des Einlaßventils 23 bei der gegenwärtigen Ventileinstellung erhalten, während nur die Ventileinstellung des Auslaßventils 24 voreilend eingestellt wird.
Wie in Fig. 12 gezeigt, gehen zum Zeitpunkt t5 die Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 zum Punkt E, so daß beide Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 "0" werden. D. h., die Verschiebungswinkel VT1, VT2 jeweils der Nockenwellen 11, 12 erreichen die zugeordneten Sollverschiebungswinkel VTT1, VTT2 (= β), wie in Fig. 14(b) und 14(d) gezeigt ist. Folglich werden die Ölmengen Q1, Q2 "0", die den VVTs 13, 14 zugeführt sind. Daher werden die Ventileinstellungen der Ventile 23, 24 bei den gegenwärtigen Ventileinstellungen erhalten.
Die Strich-Punkt-Punkt-Linie in Fig. 14(f) bezeichnet Änderungen der Absolutwerte ΔVTFIN1 , ΔVTFIN2 jeweils der Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 in dem Vergleichsbeispiel, das in dieser Ausführungsform zum Vergleich hinzugezogen wird. In dem Vergleichsbeispiel ändern sich die Absolutwerte ΔVTFIN1 , ΔVTFIN2 aus dem Zustand, der durch Punkt A in Fig. 12 bezeichnet ist, linear zu dem Zustand, der durch den Punkt E bezeichnet ist.
Genauer ausgedrückt, das Öl, das von der Ölpumpe 62 gefördert ist, wird auf die VVTs 13, 14 in dem Vergleichsbeispiel gleich verteilt. Die Ölmenge, die den VVTs 13, 14 zugeführt wird, ist verhältnismäßig kleiner als in dem Fall, in welchem Öl nur einem der VVTs 13, 14 zugeführt wird. Dies verlangsamt die Ventileinstellung-Änderungsgeschwindigkeit im Vergleich zu dem Fall, wenn nur eine Ventileinstellung verändert wird.
In dieser Ausführungsform wird jedoch das Öl nur einem der VVTs 13, 14 zwischen den Zeitpunkten t1 und t3 zugeführt, der Einlaß-VVT 13 oder der Auslaß-VVT 14. Daher wird eine ausreichende Ölmenge beiden VVTs 13, 14 zugeführt. Diese Ausführungsform ermöglicht, Ventileinstellungen mit ausreichend hoher Geschwindigkeit zu ändern und somit das Abtriebsdrehmoment der Brennkraftmaschine 10 mehr als in dem Vergleichsbeispiel zu erhöhen.
Wie aus Fig. 14(f) deutlich wird, gestattet diese Ausführungsform, daß das Abtriebsdrehmoment TTRG der Brennkraftmaschine 10 schneller als in dem Vergleichsbeispiel erreicht wird (die Änderung des Abtriebsdrehmoments ist durch die Strich-Punkt-Punkt-Linie bezeichnet). Es ist somit möglich, das Ansprechverhalten der Ventileinstellungssteuerung zu erhöhen.
Ferner werden gemäß dieser Ausführungsform die Absolutwerte ΔVTFIN1 , ΔVTFIN2 der Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 jeweils mit Bestimmungswerten ΔJVT1, ΔJVT2 verglichen, um die Ventileinstellung entweder des Ventils 23 oder des Ventils 24 genau auszuwählen, welches von diesen wesentlich mehr zur Erhöhung des Abtriebsdrehmoments beiträgt. Das Öl wird dann nur einem der VVTs 13, 14 zugeführt, so daß der Vorrang nur der ausgewählten Ventileinstellung gegeben wird. Es ist daher möglich, eine ausreichende Ölmenge durch die Ölpumpe 62 einem der VVTs 13, 14 zuzuführen. Dies gestattet, daß die ausgewählte Ventileinstellung das Abtriebsdrehmoment der Brennkraftmaschine 10 schnell erhöht.
Obgleich hier nur zwei Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung beschrieben wurden, so sollte klar sein, daß dem Fachmann zahlreiche Änderungen und Abwandlungen am Erfindungsgegenstand nahegelegt sind, die jedoch als in den Rahmen der Erfindung fallend anzusehen sind. Insbesondere sollte klar sein, daß die Erfindung in den folgenden Ausführungsformen anwendbar ist.
Wenn in den vorstehend beschriebenen Ausführungsformen die einzelnen Ventileinstellungen gesteuert werden, wird Vorrang der Ventileinstellung gegeben, welche das Abtriebsdrehmoment der Brennkraftmaschine 10 mehr erhöht. Anstelle dieses Aufbaus mit den zwei Ventileinstellungen kann die Ventileinstellung ausgewählt werden, die mehr zur Unterdrückung der Emission beiträgt, und dieser kann Vorrang für die Änderung gegeben werden. Gleichfalls kann die Ventileinstellung ausgewählt und dieser Vorrang gegeben werden, die mehr zur Verbesserung verschiedener Eigenschaften der Brennkraftmaschine 10 beiträgt, wie z. B. der Kraftstoffverbrauch und die Leerlaufstabilität.
In den vorstehend beschriebenen Ausführungsformen werden die Ventilsteuerzeiten des Öffnens und Schließens beider Ventile 23, 24 verändert. Stattdessen kann die erfindungsgemäße Ventileinstellung-Steuereinrichtung an eine Brennkraftmaschine angepaßt werden, deren VVTs ausgelegt sind, nur die Ventilsteuerzeiten des Öffnens beider Ventile 23 und 24 oder nur die Ventilsteuerzeiten des Schließens beider Ventile 23 und 24 verändert werden.
In der ersten Ausführungsform werden die Kompensationsabweichungen ΔVTK1, ΔVTK2 entsprechend den Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 auf der Grundlage der in Fig. 6 gezeigten Funktionsdaten berechnet. Die Beziehung zwischen den Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 kann als ein Funktionsfeld in dem ROM 86 für jede Brennkraftmaschinendrehzahl NE und jeden Einlaßkrümmerdruck PM gespeichert werden. Dies ermöglicht, die Kompensationsabweichungen ΔVTK1, ΔVTK2 entsprechend den Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 auf der Grundlage des Funktionsfelds zu berechnen.
In der ersten Ausführungsform wird die Ventileinstellung des Einlaßventils 23 geändert, indem der Abweichung ΔVT1 der Einlaß-Nockenwelle 11 Vorrang gegeben wird, wenn die Berechnung der Kompensationsabweichungen ΔVTK1, ΔVTK2 jeweils aus den Abweichungen ΔVT1, ΔVT2 erfolgt. Funktionsdaten, wie sie in Fig. 13 gezeigt sind, können jedoch in dem ROM 86 so gespeichert werden, daß die Einschaltverhältnisse DVT1 und DVT2 auf der Grundlage dieser Funktionsdaten berechnet werden.
In Fig. 13 zeigt die Vollinie die Beziehung zwischen der Endabweichung ΔVTFIN1 und dem Einschaltverhältnis DVT1, und die Strich-Punkt-Linie zeigt die Beziehung zwischen den Endabweichungen ΔVTFIN2 und dem Einschaltverhältnis DVT2. Wenn die Einschaltverhältnisse DVT1, DVT2 auf der Grundlage der Funktionsdaten berechnet werden, wird das Einschaltverhältnis DVT1 zum Steuern des Einlaß-OCV 60 berechnet, daß es größer als das Einschaltverhältnis DVT2 zum Steuern des Auslaß-OCV 80 ist, selbst wenn die Endabweichungen ΔVTFIN1, ΔVTFIN2 gleich sind. Diese weitere Ausführungsform ändert daher die Ventileinstellung des Einlaßventils 23, indem dem Ventil 23 Vorrang gegeben wird, das mehr zu der Erhöhung des Abtriebsdrehmoments der Brennkraftmaschine 10 beiträgt, in der gleichen Weise wie in der ersten Ausführungsform.
Es sollte klar sein, daß die aufgezeigten Beispiele und Ausführungsformen zur Erläuterung dienen sollen und zahlreiche Änderungen und Abwandlungen am Erfindungsgegenstand vorgenommen werden können, die jedoch als in den Rahmen der Erfindung fallend anzusehen sind, der in den folgenden Ansprüchen definiert ist.

Claims

1. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung, wobei die Brennkraftmaschine eine Brennkammer aufweist, die mit einem Lufteinlaßkanal und einem Luftauslaßkanal in Verbindung ist, wobei der Einlaßkanal ein Lufteinlaßventil aufweist, das selektiv geöffnet und geschlossen wird, um den Luftstrom zu steuern, der durch den Einlaßkanal in die Brennkammer eintritt, wobei der Auslaßkanal ein Luftauslaßventil aufweist, das selektiv geöffnet und geschlossen wird, um den Auslaßgasstrom zu steuern, der aus der Brennkammer in den Auslaßkanal tritt, wobei jedes der Ventile durch eine Nockenwelle auf der Grundlage der Ventileinstellung betätigt wird, welche die Öffnungs- und Schließzeit sowie eine Hubmenge des Ventils beeinflußt, wobei die Ventilleistungssteuereinrichtung aufweist:

- eine erste Änderungseinrichtung zum Ändern der Ventileinstellung des Einlaßventils, wobei die erste Änderungseinrichtung durch Flüssigkeitsdruck betätigt wird,

- eine zweite Änderungseinrichtung zum Ändern der Ventileinstellung des Auslaßventils, wobei die zweite Änderungseinrichtung durch den Flüssigkeitsdruck betätigt wird,

- eine Flüssigkeitsquelle, die mit der ersten Änderungseinrichtung und der zweiten Änderungseinrichtung verbunden ist, um der ersten Änderungseinrichtung und der zweiten Änderungseinrichtung Flüssigkeit zuzuführen,

- eine Einrichtung zum Einstellen der Flüssigkeitsmenge, die von der Flüssigkeitsquelle der ersten Änderungseinrichtung und der zweiten Änderungseinrichtung zugeführt wird,

- eine Einrichtung zum Erfassen des Laufzustands der Brennkraftmaschine und

- eine Einrichtung zum Steuern der Einstelleinrichtung zum Ändern jeder Ventileinstellung, um das Drehmoment der Brennkraftmaschine mit dem Solldrehmoment der Brennkraftmaschine in Übereinstimmung zu bringen, wobei die Steuereinrichtung eine Einrichtung zum Auswählen eines der Ventile auf der Grundlage des erfaßten Laufzustands der Brennkraftmaschine aufweist und das ausgewählte Ventil in der Lage ist, das Drehmoment der Brennkraftmaschine mit dem Solldrehmoment der Brennkraftmaschine schneller als das andere der Ventile in Übereinstimmung zu bringen, um zu gestatten, daß eine größere Flüssigkeitsmenge der einen der Änderungseinrichtungen zugeführt wird, die dem ausgewählten Ventil zugeordnet ist, als der anderen der Änderungseinrichtungen.

2. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung gemäß Anspruch 1, wobei die Steuereinrichtung aufweist:

- eine erste Berechnungseinrichtung zum Berechnen der Sollventileinstellungen des Einlaßventils und des Auslaßventils auf der Grundlage des erfaßten Laufzustands der Brennkraftmaschine,

- eine zweite Berechnungseinrichtung zum Berechnen einer ersten Abweichung, die zwischen der Sollventileinstellung und der Ventileinstellung in bezug auf das Einlaßventil vorliegt, einer zweiten Abweichung, die zwischen der Sollventileinstellung und der Ventileinstellung in bezug auf das Auslaßventil vorliegt, und

- die Auswahleinrichtung, die eines der Ventile auswählt, das in der Lage ist, das Brennkraftmaschinendrehmoment in einem größeren Grad zu verändern als das andere der Ventile.

3. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung gemäß Anspruch 2, wobei die Auswahleinrichtung aufweist:

- eine Einrichtung, um jeweils die Abweichungen mit vorbestimmten Kompensationskoeffizienten zu multiplizieren,

- eine Einrichtung zum Einstellen von einem der Kompensationskoeffizienten größer als der andere der Kompensationskoeffizienten, wobei der eine der Kompensationskoeffizienten auf das Drehmoment der Brennkraftmaschine einwirkt, das in einem höheren Grad verändert wird, und

- eine Einrichtung zum Spezifizieren von einem der Ventile mit der größeren Abweichung, die mit dem vorbestimmten Koeffizienten multipliziert ist.

4. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung gemäß Anspruch 3, wobei die Steuereinrichtung die Einstelleinrichtung steuert, um die Flüssigkeitsmenge zu erhöhen, welche der Änderungseinrichtung zugeführt wird, die den spezifizierten Wert proportional zu der Abweichung, multipliziert mit dem vorbestimmten Koeffizienten, ändert.

5. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung gemäß Anspruch 1, wobei die Steuereinrichtung auf eine der Änderungseinrichtungen einwirkt, um die Flüssigkeit dem zugeordneten Ventil zuzuführen, und wobei die Steuereinrichtung auf die andere der Änderungseinrichtungen einwirkt, um die Zuführung der Flüssigkeit zu dem zugeordneten Ventil zu unterbrechen.

6. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung gemäß Anspruch 2, wobei die Auswahleinrichtung aufweist:

- eine Einrichtung, um jeweils die Abweichungen mit den vorbestimmten Bezugswerten zu vergleichen,

- eine Einrichtung zum Einstellen von einem der Bezugswerte kleiner als der andere der Bezugswerte, wobei der eine der Bezugswerte bewirkt, daß das Brennkraftmaschinendrehmoment in dem höheren Grad verändert wird, und

- eine Einrichtung zum Spezifizieren von einem der Ventile, das in der Lage ist, das Brennkraftmaschinendrehmoment in dem höheren Grad zu verändern, wenn die Abweichung in bezug auf eines der Ventile größer als der Bezugswert ist und die Abweichung in bezug auf das andere eine der Ventile kleiner als der Bezugswert ist.

7. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung gemäß Anspruch 1, die ferner aufweist:

- die erste Änderungseinrichtung, welche die Öffnungs- und Schließzeitsteuerung des Einlaßventils ändert, und

- die zweite Änderungseinrichtung, welche die Öffnungs- und Schließzeitsteuerung des Auslaßventils ändert.

8. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung gemäß Anspruch 4, die ferner aufweist:

- die erste Änderungseinrichtung, die eingerichtet ist, die Öffnungs- und Schließzeitsteuerung des Einlaßventils selektiv voreilen zu lassen und zu verzögern, und

- die zweite Änderungseinrichtung, die eingerichtet ist, die Öffnungs- und Schließzeitsteuerung des Auslaßventils selektiv voreilen zu lassen und zu verzögern.

9. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung gemäß Anspruch 5, die ferner aufweist:

- eine erste Nockenwelle zum selektiven öffnen und Schließen des Einlaßventils und

- eine zweite Nockenwelle zum selektiven Öffnen und Schließen des Auslaßventils,

wobei die erste Änderungseinrichtung eine Drehphase der ersten Nockenwelle ändert, um eine Änderung der Öffnungs- und Schließzeitsteuerung des Einlaßventils zu ändern, und wobei die zweite Änderungseinrichtung eine Drehphase der zweiten Nockenwelle ändert, um eine Änderung der Öffnungs- und Schließzeitsteuerung des Auslaßventils zu ändern.

10. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung gemäß Anspruch 9, wobei die erste Änderungseinrichtung aufweist:

- einen ersten Drehkörper, der mit der Kurbelwelle gekoppelt ist,

- einen zweiten Drehkörper, der in dem ersten Drehkörper angeordnet ist und mit der ersten Nockenwelle gekoppelt ist,

- ein erstes Betätigungselement, das zwischen dem ersten Drehkörper und dem zweiten Drehkörper angeordnet und in bezug auf die erste Nockenwelle axial beweglich ist, um die Drehphase der ersten Nockenwelle in bezug auf die Drehphase der Kurbelwelle zu ändern, und

- eine erste Druckkammer und eine zweite Druckkammer, die in bezug auf das erste Betätigungselement aneinander angrenzend angeordnet sind; um das erste Betätigungselement axial zu verschieben,

und wobei die zweite Änderungseinrichtung aufweist:

- einen dritten Drehkörper, der mit der Kurbelwelle gekoppelt ist,

- einen vierten Drehkörper, der in dem dritten Drehkörper angeordnet und mit der zweiten Nockenwelle gekoppelt ist,

- ein zweites Betätigungselement, das zwischen dem dritten Drehkörper und dem vierten Drehkörper angeordnet ist sowie in bezug auf die zweite Nockenwelle axial beweglich ist, um die Drehphase der zweiten Nockenwelle in bezug auf die Drehphase der Kurbelwelle zu ändern, und

- eine dritte Druckkammer und eine vierte Druckkammer, die in bezug auf das zweite Betätigungselement aneinander angrenzend angeordnet sind, um das zweite Betätigungselement axial zu verschieben.

11. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung gemäß Anspruch 1 wobei die Erfassungseinrichtung aufweist:

- einen ersten Sensor zum Erfassen der Brennkraftmaschinendrehzahl und

- einen zweiten Sensor zum Erfassen der Luftmenge, die der Brennkraftmaschine zugeführt ist.

12. Ventilleistungssteuereinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung gemäß Anspruch 1, die ferner aufweist:

- einen ersten Flüssigkeitskanal, der die erste Änderungseinrichtung mit der Flüssigkeitsquelle verbindet, um zu gestatten, daß die Flüssigkeit von der Flüssigkeitsquelle zu der ersten Änderungseinrichtung strömt,

- einen zweiten Flüssigkeitskanal, der die zweite Änderungseinrichtung mit der Flüssigkeitsquelle verbindet, um zu gestatten, daß die Flüssigkeit von der Flüssigkeitsquelle zu der zweiten Änderungseinrichtung strömt, und

- die Einstelleinrichtung, die ein Ventil aufweist, um die Flüssigkeit auf den ersten Flüssigkeitskanal und den zweiten Flüssigkeitskanal zu verteilen, wobei das Ventil durch ein Signal von der Steuereinrichtung betätigt wird.