JP2009209880A - 内燃機関の可変動弁システム及び内燃機関の制御装置 - Google Patents

内燃機関の可変動弁システム及び内燃機関の制御装置 Download PDF

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Abstract

【課題】アイドリング運転時から加速した際の過渡トルクと加速レスポンスの向上を図り得る可変動弁システムを提供する。
【解決手段】ステップＳ９においてＡ／Ｆセンサによって排気ガスの空燃比を検出し、ステップＳ１０において、Ａ／Ｆがストイキオメトリ離れて所定量リーン側にシフトしていると判別した場合は、ステップＳ１１において、吸気弁の中心位相角を遅角側に補正する。また、ステップＳ１３でＰｂとＮｅとによって目標トルク値を演算し、ステップＳ１４で、吸気弁の実閉時期と目標閉時期が異なると判別した場合は、ステップＳ１５で、吸気弁のＩＶＣが目標値となるように補正する。運転者のトルク要求の方が高い場合は、吸気弁のＩＶＣを下死点に近づける方向に補正して、吸気充填量を増加させて要求トルクに合わせることができる。
【選択図】図１０

Description

本発明は、例えば車両の加速時に、機関弁のリフト量を可変にするリフト量可変機構や、リフト位相を可変にする位相角可変機構を制御して、過給機による加速応答性を向上し得る内燃機関の可変動弁システム及び内燃機関の制御装置に関する。
周知のように、吸気通路に設けられた過給機の作動によって吸気を過給して機関トルクを増大させる過給機付き内燃機関としては種々提供されており、その一つとして以下の特許文献１に記載されているものがある。
この内燃機関は、吸気弁または排気弁のいずれか一方の開閉タイミングの位相を可変にする位相角可変機構が設けられていると共に、吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップ量が機関高負荷時に大きく、低負荷時に小さくなるように前記位相角可変機構の作動を制御するようになっている。
そして、機関のアイドリング運転などの無負荷、軽負荷状態から負荷が上昇した場合に、前記バルブオーバーラップ量を拡大して、気筒内の残留ガスを増加させてＮＯｘなどの排気エミッションを低減するようになっている。
特開平０２−１１９６４１号公報
しかしながら、前記従来の機械式の過給機付き内燃機関にあっては、前記アイドリング運転状態などの無負荷、軽負荷から例えば急加速した場合などのように、負荷が急上昇した場合における加速レスポンスの向上が十分に得られない。
すなわち、前記過給機として例えばスーパーチャージャを用いたものにあっては、例えば軽負荷状態からアクセルペダルを大きく踏み込んでアクセル開度を大きくした後に、前記スーパーチャージャの電磁クラッチをオン作動させて接続させることにより初めてスーパーチャージャが駆動するようになっていることから、前記クラッチ動作などの機械的な動作遅れによって加速レスポンスの向上が図れないのである。
本発明は、前記従来の過給機付き内燃機関の技術的課題に鑑みて案出したもので、請求項１に記載の発明は、内燃機関の可変動弁システムの関し、機関の少なくとも吸気弁のリフト量を変化させるリフト量可変機構と、機関の吸気弁及び／または排気弁のリフト中心位相角を変化させる位相角可変機構と、気筒内への吸気の過給を行う過給機と、を備え、
アクセル開度が小さい状態から大きくなる際に、前記リフト量可変機構によって前記吸気弁のリフト量を増大させ、その後、前記過給機による過給圧が増大すると共に、前記位相角可変機構によって前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップ量を増大させたことを特徴としている。
請求項１１に記載の発明は、内燃機関の制御装置に関し、車両の停止状態から発進する際に、機関の少なくとも吸気弁のリフト量を変化させるリフト量可変機構によって吸気弁のリフト量を増大させ、その後、過給機によって過給圧を増大させると共に、機関の吸気弁及び／または排気弁のリフト位相を変化させる位相角可変機構によって吸気弁と排気弁の両方が同時に開弁している時間を増大させたことを特徴としている。
請求項１及び１１に記載の各発明によれば、例えば、アクセル開度が小さいアイドリング運転状態から加速時などでアクセル開度を大きくした場合に、リフト量可変機構によって吸気弁のリフト量を増大化させることによって、吸気弁から気筒(燃焼室)内への新気充填量を速やかに増加させ、これにより、過渡トルクと機関回転の上昇を促進できる。
さらに、かかる機関回転の上昇に伴って過給機によって高まった吸気過給圧により、位相角可変機構で吸気弁の開時期を進角あるいは排気弁の閉時期を遅角させてバルブオーバーラップ量を増加させることで気筒内の残留ガスを掃気し、かかる相乗効果によって新気の充填量を高めることができる。この結果、過渡トルクを増大することが可能になり、加速レスポンスの向上が図れる。
以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁システム及び制御装置の各実施例を図面に基づいて詳述する。この各実施例は、いわゆる４サイクル内燃機関に適用したものを示している。
〔第１実施例〕
まず、内燃機関の全体構成を図１に基づいて概略説明すると、気筒毎にそれぞれ一対の吸気弁４，４と排気弁５，５を備えており、シリンダヘッドＳＨに回転自在に支持された後述する吸気側の駆動軸６の端部に、前記吸気弁４，４のバルリフト量を可変制御するリフト量可変機構である吸気ＶＥＬ１と、吸気弁４，４の開閉時期を可変制御する吸気側の位相角可変機構である吸気ＶＴＣ２が設けられている。一方、図外の排気側カムシャフトの端部には、排気弁５，５の開閉時期を可変制御する排気側の位相角可変機構である排気ＶＴＣ３が設けられている。
シリンダブロックＳＢ内に形成されたシリンダボア内には、ピストン０１が上下摺動自在に設けられていると共に、前記シリンダヘッドＳＨには、各吸気ポート０４ａ、０４ａと各排気ポート０５ａ、０５ａのそれぞれの開口端を開閉する前記各吸気弁４，４及び各排気弁５，５が摺動自在に支持されている。
前記ピストン０１は、図外のクランクシャフトにコンロッド０２を介して連結されていると共に、冠面とシリンダヘッドＳＨの下面との間に燃焼室０３が形成されている。
前記燃焼室０３に各吸気ポート４ａ、４ａを介して流入させる吸気通路０４の前記吸気弁４，４の上流側の内部には、主にセーフティーのために吸入空気量を補助的に制御するスロットルバルブ０６が設けられている。また、シリンダヘッドＳＨには、燃焼室０３に直接燃料を噴射する図外の燃料噴射弁が設けられている。
また、前記吸気通路０４のスロットルバルブ０６の上流には、機械式の過給機である周知のルーツ式スーパーチャージャ０７が設けられており、このスーパーチャージャ０７は、図外の電磁クラッチによって断続制御されて、アイドリング運転時などの無負荷あるいは低負荷時には、駆動しないようになっており、これは、アイドリング運転などの無負荷あるいは軽負荷では駆動させると機関の回転がさらに不安定になるため、この領域では駆動させないようになっている。また、かかるスーパーチャージャ０７の駆動が停止している場合は、吸気抵抗が大きくなることから、吸気通路０４のバイパス通路０８に設けられたバイパス弁０８ａを開いて燃焼室０３に吸気抵抗なく供給されるようになっている。
また、前記スロットルバルブ０６とスーパーチャージャ０７の間には、該スーパーチャージャ０７の過給圧を検出する過給圧センサ０９が設けられている。さらに、スロットルバルブ０６の下流側には、吸気通路０４(吸気管)内の圧力を検出する吸気管圧センサ０１０が設けられている。
前記排気通路０５の排気マニフォルド下流側には、三元触媒０１１が配置されていると共に、該三元触媒０１０の上流側に空燃比を検出するＡ／Ｆセンサ０１２が設けられている。
前記各センサ０９，０１０、０１２から出力された検出信号は、後述する電子コントローラ(ＥＣＵ)２２に入力されるようになっている。
前記吸気ＶＥＬ１は、本出願人が先に出願した例えば特開２００３−１７２１１２号公報などに記載されたものと同様の構成であるから、図２〜図４に基づいて簡単に説明すると、シリンダヘッドＳＨの上部の軸受に回転自在に支持された中空状の前記駆動軸６と、該駆動軸６の外周面に圧入等により固設された駆動カム７と、駆動軸６の外周面に揺動自在に支持されて、各吸気弁４，４の上端部に配設された各バルブリフター８、８の上面に摺接して各吸気弁４，４を開作動させる２つの揺動カム９，９と、駆動カム７と揺動カム９，９との間に介装されて、駆動カム７の回転力を揺動運動に変換して揺動カム９，９に揺動力として伝達する伝達機構とを備えている。
前記駆動軸６は、一端部に設けられたタイミングスプロケット３３を介して前記クランクシャフトから図外のタイミングチェーンによって回転力が伝達されており、この回転方向は図２中、時計方向（矢印方向）に設定されている。
前記駆動カム７は、ほぼリング状を呈し、内部軸方向に形成された駆動軸挿通孔を介して駆動軸６に貫通固定されていると共に、カム本体の軸心が駆動軸６の軸心から径方向へ所定量だけオフセットしている。
前記両揺動カム９は、図３及び図４などにも示すように、円筒状のカムシャフト１０の両端部に一体的に設けられていると共に、該カムシャフト１０が内周面を介して駆動軸６に回転自在に支持されている。また、下面にベースサークル面やランプ面及びリフト面からなるカム面９ａが形成されており、該ベースサークル面とランプ面及びリフト面が、揺動カム９の揺動位置に応じて各バルブリフター８の上面の所定位置に当接するようになっている。
前記伝達機構は、駆動軸６の上方に配置されたロッカアーム１１と、該ロッカアーム１１の一端部１１ａと駆動カム７とを連係するリンクアーム１２と、ロッカアーム１１の他端部１１ｂと揺動カム９とを連係するリンクロッド１３とを備えている。
前記ロッカアーム１１は、中央に有する筒状の基部が支持孔を介して後述する制御カムに回転自在に支持されていると共に、一端部１１ａがピン１４によってリンクアーム１２に回転自在に連結されている一方、他端部１１ｂがリンクロッド１３の一端部１３ａにピン１５を介して回転自在に連結されている。
前記リンクアーム１２は、円環状の基部１２ａの中央位置に有する嵌合孔に前記駆動カム７のカム本体が回転自在に嵌合している一方、突出端１２ｂが前記ピン１４によってロッカアーム一端部１１ａに連結されている。
前記リンクロッド１３は、他端部１３ｂがピン１６を介して揺動カム９のカムノーズ部に回転自在に連結されている。
また、駆動軸６の上方位置に同じ軸受部材に制御軸１７が回転自在に支持されていると共に、該制御軸１７の外周に前記ロッカアーム１１の支持孔に摺動自在に嵌入されて、ロッカアーム１１の揺動支点となる制御カム１８が固定されている。
前記制御軸１７は、駆動軸６と並行に機関前後方向に配設されていると共に、駆動機構１９によって回転制御されている。一方、前記制御カム１８は、円筒状を呈し、軸心位置が制御軸１７の軸心から所定分だけ偏倚している。
前記駆動機構１９は、図外のハウジングの一端部に固定された電動モータ２０と、ハウジングの内部に設けられて電動モータ２０の回転駆動力を前記制御軸１７に伝達する減速機構としてのボール螺子伝達手段２１とから構成されている。
前記電動モ−タ２０は、比例型のＤＣモータによって構成され、機関運転状態を検出する制御機構である前記電子コントローラ２２からの制御信号によって駆動するようになっている。
前記ボール螺子伝達手段２１は、電動モータ２０の駆動シャフトとほぼ同軸上に配置されたボール螺子軸２３と、該ボール螺子軸２３の外周に螺合する移動部材であるボールナット２４と、前記制御軸１７の一端部に直径方向に沿って連結された連係アーム２５と、該連係アーム２５と前記ボールナット２４とを連係するリンク部材２６とから主として構成されている。
前記ボール螺子軸２３は、両端部を除く外周面全体に所定幅のボール循環溝が螺旋状に連続して形成されていると共に、一端部に駆動シャフトが連結された電動モータ２０によって回転駆動されるようになっている。
前記ボールナット２４は、ほぼ円筒状に形成され、内周面に前記ボール循環溝と共同して複数のボールを転動自在に保持するガイド溝が螺旋状に連続して形成されていると共に、各ボールを介してボール螺子軸２３の回転運動をボールナット２４に直線運動に変換しつつ軸方向の移動力が付与されるようになっている。また、このボールナット２４は、第１付勢部材である第１コイルスプリング３０のばね力によって電動モータ２０側（最小リフト側）に付勢されていると共に、該第１コイルスプリング３０に対向した位置に設けられた第２付勢部材である第２コイルスプリング３１のばね力によって電動モータ２０と反対方向（最大リフト側）に付勢されている。したがって、機関停止時には、かかるボールナット２４が前記２つのコイルスプリング３０，３１の対向するばね力によってボール螺子軸２３の軸方向のほぼ中間位置（最大、最小リフトの中間リフト域）に安定して保持されるようになっている。言い換えると、機械的に中間位置に安定するように構成されている。
前記電子コントローラ２２は、現在の機関回転数Ｎｅ（ｒｐｍ）を検出するクランク角センサ２７からのクランク角信号や機関回転数信号、アクセル開度センサ、前記スロットルバルブ０６のスロットル開度センサ、車速センサ、ギア位置センサ、機関本体の温度を検出する機関冷却水温センサなどから各種情報信号から現在の機関運転状態を検出している。
また、駆動軸６の回転角度を検出する駆動軸角度センサ２８からの検出信号や、クランク角センサ２７からのクランク検出信号を入力して前記吸気ＶＴＣ２の実位置を検出すると共に、該クランク角信号と前記排気側カムシャフトのカム角センサから排気ＶＴＣ３の実位置を検出するようになっている。
さらに、前記電子コントローラ２２は、前記機関運転状態に応じて前記スロットルバルブ０６へのスロットル制御電流や、吸気ＶＥＬ１の電動モータ２０への制御電流の他に、吸気ＶＴＣ２及び排気ＶＴＣ３の後述する電磁切換弁４７などに常に前記実位置信号をモニターしながらフィードバック制御するようになっている。
以下、前記吸気ＶＥＬ１の基本作動を説明すると、所定の運転領域で、前記電子コントローラ２２からの制御電流によって一方向へ回転駆動した電動モータ２０の回転トルクによってボール螺子軸２３が一方向へ回転すると、ボールナット２４が最大一方向（電動モータ２０に接近する方向）へ直線状に移動し、これによって制御軸１７がリンク部材３９と連係アーム２５を介して一方向へ回転する。
したがって、制御カム１８は、図３Ａ、Ｂ（リアビュー）に示すように、軸心が制御軸１７の軸心の回りを同一半径で回転して、肉厚部が駆動軸６から上方向に離間移動する。これにより、ロッカアーム１１の他端部１１ｂとリンクロッド１３の枢支点は、駆動軸６に対して上方向へ移動し、このため、各揺動カム９は、リンクロッド１３を介してカムノーズ部側が強制的に引き上げられて全体が図３に示す反時計方向へ回動する。
よって、駆動カム７が回転することによりリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して揺動カム９及びバルブリフター１６に伝達される。これによって、吸気弁４，４は、そのバルブリフト量が図５のバルブリフト曲線で示すように小リフト（Ｌ１）になり、その作動角Ｄ１（クランク回転角でみた開弁期間の半分）が小さくなる。
なお、ここで、前記揺動カム９とバルブリフター１６との間には、バルブクリアランスが存在し、バルブリフト量はカムリフト量よりバルブクリアランス分だけ小さくなっている。バルブリフトの開時期から閉時期までが作動角となっている。
別の運転状態では、コントローラ２２からの制御信号によって電動モータ２０が他方向へ回転して、この回転トルクがボール螺子軸２３に伝達されて回転すると、この回転に伴ってボールナット２４が反対方向へ直線移動する。これにより、制御軸１７が、図３中、反時計方向へ所定量だけ回転駆動する。
このため、制御カム１８は、軸心が制御軸１７の軸心から所定量だけ下方の回転角度位置に保持され、肉厚部が下方へ移動する。このため、ロッカアーム１１は、全体が図３の位置から時計方向へ移動して、これによって各揺動カム９がリンク部材１３を介してカムノーズ部側が強制的に押し下げられて、全体が時計方向へ僅かに回動する。
したがって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して各揺動カム９及びバルブリフター８に伝達され、吸気弁４，４のリフト量が図５に示すように、中リフト（Ｌ２）になり、作動角Ｄ２も大きくなる。これによって、吸気弁４，４の閉時期が遅角側の下死点近傍に制御されることから、有効圧縮比が高くなって冷機始動時などにおける燃焼が良好になる。また、新気の充填効率も高くなって燃焼トルクも大きくなる。
また、例えば高回転高負荷領域に移行した場合などは、電子コントローラ２２からの制御電流によって電動モータ２０がさらに他方向に回転し、制御軸１７は、制御カム１８をさらに反時計方向へ回転させて、図４Ａ、Ｂに示すように軸心を下方向へ回動させる。このため、ロッカアーム１１は、全体がさらに駆動軸６方向寄りに移動して他端部１１ｂが揺動カム９のカムノーズ部を、リンクロッド１３を介して下方へ押圧して該揺動カム９全体を所定量だけさらに時計方向へ回動させる。
よって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して揺動カム９及びバルブリフター８に伝達されるが、そのバルブリフト量は、図５に示すようにＬ２からＬ３に連続的に大きくなる。その結果、高回転域での吸気充填効率を高め、もって出力を向上させることができる。
すなわち、吸気弁４，４のリフト量は、機関の運転状態に応じて小リフトのＬ１から大リフトＬ３まで連続的に変化するようになっており、したがって、各吸気弁４，４の作動角も小リフトＤ１から大リフトのＤ３まで連続的に変化する。
また、機関の停止時には、前述したように、ボールナット２４が第１、第２コイルスプリング３０，３１の対向するばね力によって中間位置、つまり中間作動角Ｄ２及び中間リフトＬ２域に安定に保持される。これによって、吸気弁４，４の閉時期がピストンの下死点付近になる。
前記吸気ＶＴＣ２は、いわゆるベーンタイプのものであって、図６及び図７に示すように、機関のクランクシャフトによって回転駆動されて、この回転駆動力を伝達するタイミングスプロケット３３と、前記駆動軸６の端部に固定されてタイミングスプロケット３３内に回転自在に収容されたベーン部材３２と、該ベーン部材３２を油圧によって正逆回転させる油圧回路とを備えている。
前記タイミングスプロケット３３は、前記ベーン部材３２を回転自在に収容したハウジング３４と、該ハウジング３４の前端開口を閉塞する円板状のフロントカバー３５と、ハウジング３４の後端開口を閉塞するほぼ円板状のリアカバー３６とから構成され、これらハウジング３４及びフロントカバー３５，リアカバー３６は、４本の小径ボルト３７によって駆動軸６の軸方向から一体的に共締め固定されている。
前記ハウジング３４は、前後両端が開口形成された円筒状を呈し、内周面の周方向の約９０°位置に４つの隔壁であるシュー３４ａが内方に向かって突設されている。
この各シュー３４ａは、横断面ほぼ台形状を呈し、ほぼ中央位置に前記各ボルト３７の軸部が挿通する４つのボルト挿通孔３４ｂが軸方向へ貫通形成されていると共に、各内端面に軸方向に沿って切欠形成された保持溝内に、コ字形のシール部材３８と該シール部材３８を内方へ押圧する図外の板ばねが嵌合保持されている。
前記フロントカバー３５は、円盤プレート状に形成されて、中央に比較的大径な支持孔３５ａが穿設されていると共に、外周部に前記各シュー３４ａの各ボルト挿通孔３４ｂに対応する位置に図外の４つのボルト孔が穿設されている。
前記リアカバー３６は、後端側に前記タイミングチェーンが噛合する歯車部３６ａが一体に設けられていると共に、ほぼ中央に大径な軸受孔３６ｂが軸方向に貫通形成されている。
前記ベーン部材３２は、中央にボルト挿通孔を有する円環状のベーンロータ３２ａと、該ベーンロータ３２ａの外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４つのベーン３２ｂとを備えている。
前記ベーンロータ３２ａは、前端側の小径筒部が前記フロントカバー３５の支持孔３５ａに回転自在に支持されている一方、後端側の小径な円筒部が前記リアカバー３６の軸受孔３６ｂに回転自在に支持されている。
また、ベーン部材３２は、前記ベーンロータ３２ａのボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト３９によって駆動軸６の前端部に軸方向から固定されている。
前記各ベーン３２ｂは、その内の３つが比較的細長い長方体形状に形成され、他の１つが幅長さの大きな台形状に形成されて、前記３つのベーン３２ｂはそれぞれの幅長さがほぼ同一に設定されているのに対して１つのベーン３２ｂはその幅長さが前記３つのものよりも大きく設定されて、ベーン部材３２全体の重量バランスが取られている。
また、各ベーン３２ｂは、各シュー３４ａ間に配置されていると共に、各外面の軸方向に形成された細長い保持溝内に前記ハウジング３４の内周面に摺接するコ字形のシール部材４０及び該シール部材４０をハウジング３４の内周面方向に押圧する板ばねが夫々嵌着保持されている。また、各ベーン３２ｂの前記駆動軸６の回転方向と反対側のそれぞれの一側面には、ほぼ円形状の２つの凹溝３２ｃがそれぞれ形成されている。
また、この各ベーン３２ｂの両側と各シュー３４ａの両側面との間に、それぞれ４つの進角室４１と遅角室４２がそれぞれ隔成されている。
前記油圧回路は、図６に示すように、前記各進角室４１に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路４３と、前記各遅角室４２に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路４４との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路４３，４４には、供給通路４５とドレン通路４６とが夫々通路切り換え用の電磁切換弁４７を介して接続されている。前記供給通路４５には、オイルパン４８内の油を圧送する一方向のオイルポンプ４９が設けられている一方、ドレン通路４６の下流端がオイルパン４８に連通している。
前記第１、第２油圧通路４３，４４は、円柱状の通路構成部３９の内部に形成され、この通路構成部３９は、一端部が前記ベーンロータ３２ａの小径筒部から内部の支持穴３２ｄ内に挿通配置されている一方、他端部が前記電磁切換弁４７に接続されている。
また、前記通路構成部３９の一端部の外周面と支持穴３２ｄの内周面との間には、各油圧通路４３，４４の一端側間を隔成シールする３つの環状シール部材が嵌着固定されている。
前記第１油圧通路４３は、前記支持穴３２ｄの駆動軸６側の端部に形成された油室４３ａと、ベーンロータ３２ａの内部にほぼ放射状に形成されて油室４３ａと各進角室４１とを連通する４本の分岐路４３ｂとを備えている。
一方、第２油圧通路４４は、通路構成部３９の一端部内で止められ、該一端部の外周面に形成された環状室４４ａと、ベーンロータ３２の内部にほぼＬ字形状に折曲形成されて、前記環状室４４ａと各遅角室４２と連通する第２油路４４ｂとを備えている。
前記電磁切換弁４７は、４ポート３位置型であって、内部の弁体が各油圧通路４３、４４と供給通路４５及びドレン通路４６とを相対的に切り替え制御するようになっていると共に、前述のように、前記電子コントローラ２２からの制御電流によって切り換え作動されるようになっている。
この電子コントローラ２２は、吸気ＶＥＬ１と共通のものであって、機関運転状態を検出すると共に、クランク角センサ２７及び駆動軸角度センサ２８からの信号によってタイミングスプロケット３３と駆動軸６との相対回転位置を検出している。
そして、前記電磁切換弁４７の中立位置への切り換え作動によって、前記進角室４１と遅角室４２に作動油を積極的に供給しないようになり、ベーン部材３２の位置は保持される。
また、前記ベーン部材３２とハウジング３４との間には、このハウジング３４に対してベーン部材３２の回転を拘束及び拘束を解除するロック機構が設けられている。このロック機構は、前記幅長さの大きな１つのベーン３２ｂとリアカバー３６との間に設けられ、前記ベーン３２ｂの内部の駆動軸６軸方向に沿って形成された摺動用穴５０と、該摺動用穴５０の内部に摺動自在に設けられた有蓋円筒状のロックピン５１と、前記リアカバー３６に有する固定孔内に固定された横断面カップ状の係合穴構成部５２に設けられて、前記ロックピン５１のテーパ状先端部５１ａが係脱する係合穴５２ａと、前記摺動用穴５０の底面側に固定されたスプリングリテーナ５３に保持されて、ロックピン５１を係合穴５２ａ方向へ付勢するばね部材５４とから構成されている。
また、前記係合穴５２ａには、図外の油孔を介して前記進角室４１内の油圧乃至オイルポンプの油圧が供給されるようになっている。
そして、前記ロックピン５１は、前記ベーン部材３２が最進角側に回転した位置で、先端部５１ａが前記ばね部材５４のばね力によって係合穴５２ａに係合してタイミングスプロケット３１と駆動軸６との相対回転をロックする。また、前記進角室４１から係合穴５２ａ内に供給された油圧あるいはオイルポンプ４９の油圧によって、ロックピン５１が後退移動して係合穴５２ａとの係合が解除されるようになっている。
また、前記各ベーン３２ｂの一側面と該一側面に対向する各シュー３４ａの対向面との間には、ベーン部材３２を進角側へ回転付勢する付勢部材である２つのコイルスプリング５５、５６がそれぞれ配置されている。
この各コイルスプリング５５、５６は、図７、図８では、両者が重なるように見えるが、実際にはそれぞれ独立して形成されて互いに並列に形成されていると共に、それぞれの軸方向の長さ（コイル長）は、前記ベーン３２ｂの一側面とシュー３４ａの対向面との間の長さよりも大きく設定されて、両者とも同一の長さに設定されている。
各コイルスプリング５５，５６は、最大圧縮変形時にも互いが接触しない軸間距離をもって並設されていると共に、各一端部が各シュー３４ａの凹溝３２ｃに嵌合する図外の薄板状のリテーナを介して連結されている。
以下、吸気ＶＴＣ２の基本的な動作を説明すると、まず、機関停止時には、電子コントローラ２２から電磁切換弁４７に対する制御電流の出力が停止されて、弁体がコイルスプリングによって機械的に図５に示すデフォルト位置になり、供給通路４５と進角側の第１油圧通路４３とを連通する。また、機関が停止されると、オイルポンプ４９の油圧が作用せず供給油圧も０になってしまう。
したがって、ベーン部材３２は、図７に示すように、前記各コイルスプリング５５，５６のばね力によって最進角側に回転付勢されて１つの幅広ベーン３２ｂの一端面が対向する１つのシュー３４ａの一側面に当接する。と同時に前記ロック機構のロックピン５１の先端部５１ａが係合穴５２ａ内に係入して、ベーン部材３２をかかる最大進角位置に安定に保持する。すなわち、最大進角位置に吸気ＶＴＣ２が機械的に安定するデフォルト位置になっている。
次に、機関始動時、つまりイグニッションスイッチをオン操作して、スタータモータを回転駆動させてクランクシャフトをクランキング回転させると、電磁切換弁４７にコントローラ２２から制御信号が出力されるようになる。しかしながら、この始動直後の時点では、いまだオイルポンプ４９の吐出油圧が十分に上昇していないことから、ベーン部材３２は、ロック機構と各コイルスプリング５５，５６のばね力とによって最進角側に保持されている。
このとき、コントローラ２２から出力された制御信号によって電磁切換弁４７が供給通路４５と第１油圧通路４３を連通させると共に、ドレン通路４６と第２油圧通路４４とを連通させている。そして、オイルポンプ４９から圧送された油圧の油圧上昇とともに第１油圧通路４３を通って進角室４１に供給される一方、遅角室４２には、機関停止時と同じく油圧が供給されずドレン通路４６から油圧がオイルパン４８内に開放されて低圧状態を維持している。
ここで、油圧が上昇した後は、電磁切換弁４７による自在のベーン位置制御ができるようになる。例えば、暖機後のアイドリング状態では、電磁切換弁４７が供給通路４５と第２油圧通路４４を連通させると共に、ドレン通路４６と第１油圧通路４３を連通させる。
したがって、ベーン部材３２は、遅角室４２内の高圧化に伴い各コイルスプリング５５，５６のばね力に抗して、図７中、反時計方向へ回転する。これによって、駆動軸６がタイミングスプロケット３３に対して遅角側に相対回転する。
その後、例えば所定の低回転中負荷域に移行すると、コントローラ３９からの制御信号によって電磁切換弁４７が作動して、供給通路４５と第１油圧通路４３を連通させる一方、ドレン通路４６と第２油圧通路４４を連通させる。
したがって、今度は遅角室４２内の油圧が第２油圧通路４４を通ってドレン通路４６からオイルパン４８内に戻され、該遅角室４２内が低圧になる一方、進角室４１内に油圧が供給されて高圧となる。
したがって、ベーン部材３２は、かかる進角室４１内の高圧化と、各コイルスプリング５５，５６のばね力によって図中時計方向へ回転し、タイミングスプロケット３３に対する駆動軸６の相対回転位相を進角側に変換する。
さらに、機関の低回転域から通常の中回転域、さらに高回転域に移行すると、ベーン部材３２は、進角室４１に供給された油圧が低下して、逆に遅角室４２の油圧が上昇し、各コイルスプリング５５，５６のばね力に抗して、タイミングスプロケット３３と駆動軸６の相対回転位相を遅角側に変換する（図８参照）。そして、電磁切換弁４７が中立位置になれば、ベーン部材６１の位置は保持される。ベーン部材６１から最進角から最遅角の任意の位置にあるときに電磁切換弁４７を中立位置にすることで、その位置にベーン部材６１を保持制御することができる。
次に、前記排気ＶＴＣ３は、基本構成が前記吸気ＶＴＣ２と同様にベーンタイプのものであるから図９に基づいて簡単に説明すると、図外の排気カムシャフトの端部に配置されてクランクシャフトから回転駆動力が伝達されるタイミングスプロケット６０と、該タイミングスプロケット６０の内部に回転自在に収容されたベーン部材６１と、該ベーン部材６１を油圧によって正逆回転させる油圧回路とを備えている。
前記タイミングスプロケット６０は、前記ベーン部材６１を回転自在に収容したハウジング６２と、図外のフロントカバー及びリアカバーなどから構成され、これらが４本の小径ボルト６３によって駆動軸６の軸方向から一体的に共締め固定されている。前記ハウジング６２は、内周面の周方向の約９０°位置に４つのシュー６２ａが内方に向かって突設されている。なお、リアカバーの外周には、タイミングチェーンが巻回される歯車６０ａが設けられていることは吸気ＶＴＣ２と同様である。
前記ベーン部材６１は、中央にボルト挿通孔を有する円環状のベーンロータ６１ａと、該ベーンロータ６１ａの外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４つのベーン６１ｂとを備えている。
また、ベーン部材６１は、前記ベーンロータ６１ａのボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト６４によって排気カムシャフトの前端部に軸方向から固定されている。また、前記各ベーン６１ｂの両側と各シュー６２ａの両側面との間に、それぞれ４つの進角室６５と遅角室６６がそれぞれ隔成されている。
前記油圧回路は、基本的に吸気ＶＴＣのものと同様であるが、図６に示す前述の３ポジションが左右で逆となっている。前記各進角室６５に油圧を給排する第１油圧通路と、前記各遅角室６６に油圧を給排する第２油圧通路との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路には、供給通路とドレン通路とが夫々通路切り換え用の電磁切換弁を介して接続されている。
前記電磁切換弁は、内部の弁体が各油圧通路と供給通路及びドレン通路とを相対的に切り替え制御するようになっていると共に、前記同じコントローラ２２からの制御信号によって切り替え作動されるようになっている。
この排気ＶＴＣ側の電磁切換弁は、制御電流が作用していない場合に、供給通路が遅角室６６につながる第２油圧通路と連通し、ドレン通路が進角室６５につながる第１油圧通路に連通するようになっている。電磁切換弁内のコイルスプリングによって機械的にかかるポジションになるようになっている。すなわち、かかるポジションが排気ＶＴＣ側の電磁切換弁のデフォルト位置になっている。
また、幅広のベーン６１ｂとリアカバーとの間には、ロックピン６７や係合穴などから構成されて、ベーン部材６１をハウジング６２にロックするロック機構が設けられている。なお、このロック機構は、機関の停止時などでベーン部材６１が最遅角側に位置した場合（図９に示す位置）に、スプリングのばね力でロックピン６７が係合穴に係合してベーン部材６１の自由な回転を規制して安定保持するようになっている。
さらに、前記各ベーン６１ｂの一側面と該一側面に対向する各シュー６２ａの対向面との間には、ベーン部材６１を遅角側へ回転付勢する付勢部材である２つのコイルスプリング６８，６９がそれぞれ配置されている。この両コイルスプリング６８，６９は、例えば機関始動前や始動直後などにおいてオイルポンプからの供給油圧が０あるいは所定以下の低い場合にベーン部材６１を図９の反時計方向に付勢して排気側カムシャフトを最遅角方向へ回転させるようになっている。
以下、本実施の形態における装置の作用を説明する。機関の始動前、つまり機関停止後には、排気ＶＴＣ３のベーン部材６１は、各コイルスプリング６８，６９のばね力及びロック機構によって図９に示す回転位置に機械的に安定に保持されるように構成され、したがって、各排気弁は、図９に示すように、その開閉時期が最遅角側に安定保持されている。
一方、吸気ＶＴＣ２のベーン部材３２は、同じく各コイルスプリング５５，５６のばね力及びロック機構によって図７に示す回転位置に機械的に安定に保持されように構成され、したがって、各吸気弁４，４は、その開閉時期が最進角側に機械的に安定保持されている。さらに、各吸気弁４，４は、吸気ＶＥＬ１によってその作動角が最大作動角Ｄ３（最大リフトＬ３）よりもやや小作動角の中間作動角Ｄ２（リフトＬ２）の位置に機械的に安定保持されている。
よって、この時点では、吸気弁４，４と排気弁とのバルブオーバーラップが大きくなっていると共に、吸気弁４，４の閉時期（ＩＶＣ）がピストンの下死点付近に機械的に保持されている。また、各排気弁の開時期（ＥＶＯ）も下死点付近になっている。
したがって、冷間状態にある機関のイグニッションキーをオンして始動させると、前記バルブオーバーラップ区間内に高温高圧の燃焼ガスの一部が各吸気弁４，４を介して低温低圧状態にある吸気系に逆流して新気を加熱する。つまり、筒内の残留ガスの増加によって新気を加熱する。このため、かかる冷機始動時のＨＣ（ハイドロカーボン）などの発生を低減させて排気エミッション性能の向上を図ることができる。
また、排気弁の開時期が最遅角側に制御されて下死点付近になっていることから、排気弁が開くまでの間でのＨＣなどの燃焼を促進でき、この結果、前記排気エミッションをさらに低減することができる。
しかも、前記吸気弁４，４の閉時期が下死点付近となるように保持されていることから、有効圧縮比が高くなって燃焼が改善されて良好な始動性が得られると共に、機関回転の安定化と一層の排気エミッション性能の向上が図れる。
前記クランキングにより完爆状態になり、機関回転も上昇すると、オイルポンプ４９の吐出油圧も上昇するため、吸気ＶＴＣ２の進角室４１や排気ＶＴＣ３の遅角室６６の油圧が上昇して各ロック機構のロックピン５１が係合穴５２ａから抜け出て係合が解除される。ここで、排気ＶＴＣ３のロックピンの係合穴には遅角室６６の油圧が導かれているわけであるが、ポンプ油圧を導くことによっても同様の係合解除が可能である。このロックピン係合解除によって各ベーン部材３２，６１の自由な回転が許容されて、電子コントローラ２２による機関運転状態に応じた制御が行われる。
以下、前記コントローラ２２による機関始動後の制御を図１０のフローチャートによって説明する。
まず、ステップＳ１で、アクセル開度θとスロットル開度αを読み込んで、これらを検出する。
ステップＳ２では、スロットル制御信号を出力して前記スロットルバルブ０６の開度αを所定の大開度α０に制御する。これは、吸気ＶＥＬ１によって吸気弁４，４の作動角とリフト量が小さく制御されることによって、スロットルバルブ０６によらずに小さな出力トルクに制御することができるからである。
ここで、前記所定の大開度α０とは、エバポパージやベンチレーションに必要な最小限の負圧を有するものの大気圧に近い吸気通路０４内の圧力となる開度であり、吸気管圧力センサ０１０をモニターしながらスロットルバルブ０６の大開度の範囲で微調整される。
ステップＳ３では、前記アクセル開度θが所定量θ０より大きくなったか否かを判別し、小さいと判別した場合は要求トルクが低いと判断し、ステップＳ１６に移行する。
このステップＳ１６では、スロットルバルブ０６の開度をそのままの所定の大開度αに維持する制御を行い、ステップＳ１７で前記吸気ＶＥＬ１によって吸気弁４，４の開度を制御して機関のトルク制御を行う。すなわち、いわゆるスロットルレス運転を非過給運転用(あるいは低過給運転用)の制御マップに基づいてポンピングロスの低減した低燃費運転を継続して行う。
前記ステップＳ３において、アクセル開度θが所定量θ０よりも大きいと判別した場合は、ステップＳ４に移行し、ここでは、スロットル開度αをほぼ最大開度に制御する。
次に、ステップＳ５では、吸気ＶＥＬ１によって吸気弁４，４の作動角及びリフト量を拡大増加する制御信号を出力する。すなわち、図１１の吸気弁特性変化(実線)に示すように、吸気弁４，４の開時期(ＩＶＯ)を進角し、吸気弁４，４の閉時期(ＩＶＣ)を遅角するように制御する信号を出力する。
ところで、吸気通路０４(吸気管)内の圧力について考えると、前述のようにアクセル小開度の時点からほぼ大気圧になっているので、そこに吸気弁４，４の作動角が拡大すると、吸気通路０４内での吸気遅れがない状態で燃焼室０３内に新気が導入されるので、トルクが速やかに立ち上がる。
つまり、トルク立ち上がり特性を示す図１３のＡ領域に表れているように、本実施例の場合(実線)は、従来のスーパーチャージャ(ＳＣ)を用いた場合(破線)よりも速やかな立ち上がり特性となっている。
換言すれば、従来の通常のＳＣを備えた内燃機関では、アクセル開度が小さいアイドリング運転などの軽負荷時には、スロットル開度も小さく絞られていることから、吸気管圧力が大きな負圧になっている。また、前記軽負荷運転の場合は、機関回転の安定化を確保するために、ＳＣの電磁クラッチをオフとして機械的負荷を低減し、吸気バイパス弁を介して吸気を送るのが一般的である。
したがって、スロットル開度を全開に作動させても吸気管内が大気圧付近になるにも時間が掛かり、そのためにＡ領域でのトルクの立ち上がりが遅れるのである。
これに対して、本実施例では、アクセル開度が小さいときもスロットルバルブ０６が大開度になっていることから、予め吸気通路０４内が大気圧近くになっているので、アクセルが大開度に移行して図１１の実線に示すように、吸気弁４，４の作動角が拡大すると、吸気通路０４内の新気の流動遅れがなく、燃焼室０３内に多量の新気が速やかに流れ込む。このため、前記Ａ領域でのトルク応答性(初期レスポンス)が向上するのである。
次に、ステップＳ６では、スーパーチャージャ０７の電磁クラッチをオン作動して駆動させると共に、吸気バイパス弁０８ａを閉弁制御する。ここで、機械的な負荷が急増するので、図１３のＢ領域に示すように、従来のＳＣ付き内燃機関では、トルクに停滞が生じるが、本実施例では、前述のようにトルク立ち上がりが向上しているので、このトルク停滞が生じにくい。
続いて、ステップＳ７では、図１２の一点鎖線で示すように、吸気ＶＥＬによって吸気弁４，４の作動角を拡大制御すると共に、吸気ＶＴＣ２によって吸気弁４，４の開時期(ＩＶＯ)を進角側に制御する。前記作動角の拡大制御によって吸入空気の燃焼室０３内への充填効率を増加させ、前記進角させることによってバルブオーバーラップを増加させて、いわゆる燃焼ガスの掃気効果により、排気上死点付近の残留ガスを吸気過給圧により排気通路０５側に押出し、さらなる吸気充填効率の向上を図る。
ここで、残留ガスの低減によって耐ノッキング性の向上も図れるので、点火時期を進角させてさらにトルクを高めることができる。これによって、図１３のＣ領域に示すように、加速後期の絶対トルクを高められる。すなわち、前述の加速初期Ａ領域から加速中期のＢ領域を経て、加速後期のＣ領域に至る全領域に渡って良好な加速性能を得ることができる。
続いて、ステップＳ８では、前記クランク角センサ２７や駆動軸回転角センサ２８、制御軸回転角センサ(ポテンショメータ)２９によって吸気ＶＥＬ１と吸気ＶＴＣ２の実位置を検出する。
次に、ステップＳ９においてＡ／Ｆセンサ０１２によって排気ガスの空燃比を検出する。つまり、バルブオーバーラップ量が大きくなりすぎると、残留ガスを掃気した後に、さらに排気側に新気が流出すると、排気ガスのＡ／Ｆが希薄（リーン)になり、三元触媒０１１によるＮＯｘの転化率が悪化して排気エミッションが増加してしまう。
そこで、ステップＳ１０において、Ａ／Ｆがストイキオメトリ(理論空燃比)か否かを判別し、理論空燃比があるいはそれに近いと判別した場合は、ステップＳ１２に移行し、理論空燃比から離れて所定量リーン側にシフトしていると判別した場合は、ステップＳ１１に移行する。
このステップＳ１１では、吸気ＶＴＣ２によって吸気弁４，４の位相を遅角側(ＩＶＯ遅角)に補正するか、あるいは吸気ＶＥＬ１を小作動角(ＩＶＯ遅角)に補正する。これによって、吸気弁開時期(ＩＶＯ)が遅角することで、バルブオーバーラップ量が減少して新気の排気側への流出を抑制し、ＮＯｘの排気エミッションの増加を抑制することができる。
また、ここで、燃料噴射弁は燃焼室０３内に設けられており、排気弁５，５が開いていないタイミングに燃料を噴射するようになっていて、前記掃気作動の際に、燃焼していない燃料が排気側に流れないようになっている。これによって、触媒の焼損や劣化を防止できる。
次に、ステップＳ１２では、過給圧センサ０９によってスーパーチャージャ０７による過給圧Ｐｂと、機関回転数Ｎｅ、アクセル開度θを読み込み、ステップＳ１３で前記ＰｂとＮｅとによって目標トルク値を演算する。つまり、吸気弁４，４の目標閉時期(ＩＶＣ)を演算によって求める。
ステップＳ１４では、前記θとＮｅから読み取れる運転者のトルク要求と、過給圧Ｐｂと現在の位相角（実バルブタイミング）から推測されるトルクを比較して、吸気弁４，４の実閉時期（ＩＶＣ）と目標閉時期（ＩＶＣ）が異なるか否かを判別する。ここで異なっていないと判別した場合はそのままリターンするが、異なっていると判別した場合は、ステップＳ１５に移行する。
このステップＳ１５では、吸気ＶＥＬ１あるいは吸気ＶＴＣ２を制御して吸気弁４，４の閉時期(ＩＶＣ)が目標値となるように補正する。
すなわち、運転者のトルク要求の方が低い場合は、吸気弁４，４の閉時期(ＩＶＣ)を下死点から離す方向に補正することによって、スロットルバルブ０６を絞ったり、あるいは点火時期を遅らせることなく吸気充填量を減少させて要求トルクに合わせることができる。これによって、ポンピングロスの増加や熱効率の悪化を抑制して燃費の悪化を抑制することができる。また、点火時期を遅らせることによって三元触媒０１１の異常昇温(触媒劣化)を防止できる。
逆に、運転者のトルク要求の方が高い場合は、吸気弁の閉時期(ＩＶＣ)を下死点に近づける方向に補正して、吸気充填量を増加させて要求トルクに合わせることができる。この際、トルク補正は、燃焼室０３に直近の吸気弁４，４の閉時期のタイミング切り換えにより行われるので、かかるトルク補正によって加速レスポンスが良好になる。
このように、良好な加速レスポンスと、図１３のＣ領域に示す加速盛り上がりを得ることができるばかりか、トルクが盛り上がった後においても、ＮＯｘの排気エミッションを抑制し、燃費も良好にできる。
本実施例は、特に、アクセル開度θが最も小さい状態、例えば、発進加速の場合に前記加速レスポンスの向上などの作用効果が大きくなる。
すなわち、前記吸気ＶＥＬ１を用いない内燃機関の場合には、アイドリング運転などのアクセル開度θが最小のときには、スロットルバルブ０６によって燃焼室０３へ供給される吸入空気量を大幅に抑えていることから、吸気通路０４内の負圧が特に大きくなっている。ここからアクセルペダルを踏み込んで加速すると、機関回転数(時間当たりの吸気吸い込み回数)が小さいことと相俟って吸気通路０４内が大気圧になるまでの時間が特に長くなってしまい、加速レスポンスがこの運転条件で特に悪化してしまう。
これに対して本実施例の場合は、前述のように、吸気ＶＥＬ１を用いていることから、前記アイドリング運転中にはスロットルバルブ０６をほぼ全開状態に制御されて、吸気通路０４内が予め大気圧に近い状態になっているので、前記加速レスポンスの悪化がこの運転条件で特に改善されるのである。
なお、前記ステップＳ９〜Ｓ１１の吸気弁開時期（ＩＶＯ）の補正を、ステップＳ１２〜Ｓ１５の吸気弁閉時期（ＩＶＣ）の補正よりも先行して行う場合を示したが、同時に行うことも可能である。また、本実施例では前記排気ＶＴＣ３については特に制御を行わない。
〔第２実施例〕
図１４は第２実施例におけるフローチャート図を示し、前記バルブオーバーラップ制御を排気ＶＴＣ３の排気弁閉時期(ＥＶＣ)によって行うようにしたものである。
図１４中、ステップＳ２１〜Ｓ２６までは、第１実施例におけるステップＳ１〜Ｓ６までと同じであって、トルクが立ち上がった後に、ステップＳ２６でスーパーチャージャ０７(ＳＣ)の電磁クラッチをオンさせて駆動させると共に、吸気バイパス弁０８ａを閉弁する制御信号を出力する。なお、前記ステップＳ２５での吸気ＶＥＬ１による吸気弁４，４の作動角拡大制御によって図１１と同じ特性が得られる。
また、スーパーチャージャ０７の電磁クラッチをオンさせるタイミングであるが、機関回転が所定値以上になった時点としても良いし、吸気弁４，４のリフト量が所定量以上になった時点でも良い。あるいは、アクセル開度が所定値以上になった時点としても良い。リフト量が所定値以上で、スーパーチャージャ０７の電磁クラッチをオンするようにすれば、電磁クラッチオン時のエンジントルクが安定するので、加速安定性が向上するというメリットが得られる。
ステップＳ２７では、吸気ＶＥＬ１によって吸気弁４，４の作動角を拡大して吸入空気の燃焼室０３への充填効率を増加させる。同時に、排気ＶＴＣ３によって排気弁５，５の閉時期(ＥＶＣ)を遅角側に制御する（図１５の実線から一点鎖線）。
これによって、バルブオーバーラップ量を増加させていわゆる掃気効果により、排気上死点付近の残留ガスを吸気過給圧により排気通路０５内に押し出して、さらなる充填効率の向上が図れる。ここで、残留ガスの低減によって耐ノッキング性の向上も図れるので、点火時期を進角して、さらにトルクを高めることができる。
このように、バルブオーバーラップ量の拡大を排気弁５，５の閉時期を遅角側に制御して行うことから、吸気ＶＴＣ２によって吸気弁４，４の進角を抑制できるので、吸気弁４，４の閉時期(ＩＶＣ)を第１実施例の場合に対して下死点側に遅延できる。したがって、吸気充填効率を第１実施例の場合よりも高められ、図１３のＣ領域におけるトルクの上昇率をさらに向上させることができる。
そして、ステップＳ２８において、吸気弁ＶＥＬ１と排気ＶＴＣ３の各実位置をそれぞれのセンサによって検出する。
次に、ステップＳ２９では、Ａ／Ｆセンサ０１２によって排気ガスのＡ／Ｆ(空燃比)を検出し、ステップＳ３０において、理論空燃比か否かを判別し、理論空燃比かそれに近い場合は、ステップＳ３２に移行するが、空燃比よりも離れたリーン化している場合は、ステップＳ３１に移行する。
このステップＳ３１では、吸気ＶＥＬ１によって吸気弁４，４を小作動角側(ＩＶＯ遅角)に制御するか、あるいは排気ＶＴＣ３によって排気弁５，５の閉時期(ＥＶＣ)を進角側へ補正する。これによって、バルブオーバーラップ量が減少して、新気の排気通路０５側への流出を抑制しＮＯｘの排気エミッションの増加を抑制することができる。
次に、ステップＳ３２では、過給圧センサ０９によってスーパーチャージャ０７による過給圧Ｐｂと、機関回転数Ｎｅ、アクセル開度θを読み込み、ステップＳ３３で前記ＰｂとＮｅとによって目標トルク値を演算する。つまり、吸気弁４，４の目標閉時期(ＩＶＣ)を演算によって求める。
ステップＳ３４では、前記θとＮｅから読み取れる運転者のトルク要求と、過給圧Ｐｂと現在の位相角（実バルブタイミング）から推測されるトルクを比較して、吸気弁４，４の実閉時期（ＩＶＣ）と目標閉時期（ＩＶＣ）が異なるか否かを判別する。ここで異なっていないと判別した場合はそのままリターンするが、異なっていると判別した場合は、ステップＳ３５に移行する。
このステップＳ３５では、吸気ＶＥＬ１を制御して吸気弁４，４の閉時期(ＩＶＣ)が目標値となるように補正する。
すなわち、運転者のトルク要求の方が低い場合は、吸気弁４，４の閉時期(ＩＶＣ)を下死点から離す方向に補正することによって、スロットルバルブ０６を絞ることなく吸気充填量を低下させて要求トルクに合わせることができる。これによって、ポンピングロスの増加を抑制することができる。
逆に、運転者のトルク要求の方が高い場合は、吸気弁の閉時期(ＩＶＣ)を下死点に近づける方向に補正して、吸気充填量を増加させて要求トルクに合わせることができる。この際、トルク補正は、燃焼室０３に直近の吸気弁４，４の閉時期のタイミング切り換えにより行われるので、トルク補正レスポンスが良好になる。
このように、良好な加速レスポンスと加速盛り上がりを得ることができるばかりか、トルクが盛り上がった後においても、ＮＯｘの排気エミッションを抑制し、燃費も良好にできる。
なお、前記ステップＳ２９〜Ｓ３１の吸気弁開時期（ＩＶＯ）の補正を、ステップＳ３２〜Ｓ３５の吸気弁閉時期（ＩＶＣ）の補正よりも先行して行う場合を示したが、同時に行うことも可能である。
〔第３実施例〕
図１６は第３実施例におけるフローチャート図を示し、前記バルブオーバーラップ制御を吸気ＶＴＣ２と排気ＶＴＣ３の両方によって行い、高回転域の絶対出力向上など高性能化を図るようにしたものである。
図１６中、ステップＳ４１〜Ｓ４３までは、第１実施例におけるステップＳ１〜Ｓ３までと同じであって、ステップＳ４４でスロットル開度αを全開に制御した後、ステップＳ４５において吸気ＶＥＬ１の作動角の拡大制御を行うと共に、排気ＶＴＣ３によって排気弁５，５をＳｅ１だけ遅角し(図１７の実線参照)、これによって、ステップＳ４６でのスーパーチャージャ０７(ＳＣ)の電磁クラッチをオンに先だってバルブオーバーラップ量を積極的に増加させる。
ステップＳ４６では、スーパーチャージャ０７(ＳＣ)の電磁クラッチをオンさせて駆動させると共に、吸気バイパス弁０８ａを閉弁する制御信号を出力する。前記排気弁５，５の予め遅角制御によって、前記電磁クラッチのオン直後から排気ガスの大きな掃気効果が得られるため、図１３のＣ領域でのトルク盛り上がりが顕著になる。
次に、ステップＳ４７では、図１８に示すように、排気ＶＴＣ３によって排気弁５，５の位相角をＳｅ２’だけさらに遅角制御する。同時に、吸気ＶＥＬ１によって吸気弁４，４のリフト及び作動角を、前記第１，第２実施例の場合よりもさらに大きなＬｉ３’’まで増加させる。また、吸気ＶＴＣ２によって吸気弁４，４の位相角をＳｉ４まで遅角制御する。
吸気ＶＴＣ２及び排気ＶＴＣ３によってバルブオーバーラップ量を変化させる場合を考えると、Ｓｅ２’＞Ｓｉ４であり、吸気、排気ＶＴＣ２，３だけの作動でみた場合でもバルブオーバーラップ量は拡大する方向になる。
さらに、吸気ＶＥＬ１による作動角拡大制御があるので、バルブオーバーラップ量は第１，第２実施例の場合よりも大きなものとなる。したがって、高回転域での掃気効果がさらに向上する。
同じバルブオーバーラップ期間(クランク角)であっても、高回転になると、バルブオーバーラップの時間でみれば短くなり、掃気が不十分になる。それに対して本実施例では、バルブオーバーラップがさらに大きくなるので高回転域での掃気効率が向上する。また、吸気ＶＥＬ１の作動角、リフト量を第１，第２実施例よりも拡大されるので、リフト時間面積が向上し、さらに吸気弁閉時期（ＩＶＣ）も高回転域で充填効率の向上に有利な下死点よりある程度遅延した位置となるので、吸入空気が吸気通路０４内に吐き戻される現象が回避されて十分な燃焼室０３への吸気充填を実現できる。この結果、出力トルクを充分に向上させることが可能になる。
ステップＳ４８では、吸気ＶＥＬ１、吸気ＶＴＣ２及び排気ＶＴＣ３の実位置が検出され、ステップＳ４９でＡ／Ｆが検出される。このステップＳ４９の検出結果からＡ／Ｆがリーンであるか否か、つまり、掃気が過度に行われてバルブオーバーラップ量を縮小する補正が必要か否かの情報が得られる。
ステップＳ５０においては、過給圧Ｐｂ、機関回転数Ｎｅ，アクセル開度θを読み込む。つまり、θとＮｅから読み取れる運転者のトルク要求と、Ｐｂと現在の実バルブタイミングから推定されるトルクから、トルクを増減すべきか否かの情報が得られる。
ステップＳ５１では、前記からバルブオーバーラップの目標値と、後者から吸気弁４，４の閉時期(ＩＶＣ)の目標値を演算する。
ステップＳ５２では、実際のバルブオーバーラップ量が目標のバルブオーバーラップ量と異なるか否か、あるいは実吸気弁閉時期(ＩＶＣ)が目標ＩＶＣと異なるか否かを判別する。
ここで、異なっていないと判別した場合は、そのままリターンするが、異なっていると判別した場合は、ステップＳ５３において、吸気ＶＥＬ１と吸気ＶＴＣ２及び排気ＶＴＣ３をそれぞれ制御して、目標バルブオーバーラップ量と目標ＩＶＣとなるように補正する。
〔第４実施例〕
図１９は第４実施例を示し、前記各実施例に用いられた機械式過給機としてのスーパーチャージャ０７に代えて、排気ガスを利用したターボチャージャ０１３を用いたものであって、それ以外の構造は第１実施例のものと同じである。
そして、前記電子コントローラ２２による制御は、図２０に示すフローチャートによって行われるが、ステップＳ６１〜Ｓ６４までは第３実施例のステップＳ４１〜Ｓ４４と同じであるから具体的な説明は省略する。なお、図中０１４は、タービン回転センサであって、この回転検出信号がコントローラ２２に入力されてパラメータとなる。
前記ステップＳ６４でスロットルバルブ０６の開度をほぼ最大に制御し、ステップＳ６５では、吸気ＶＥＬ１によって吸気弁４，４の作動角、リフト量を拡大する制御を行う。
すなわち、図２１に示すように、作動角、リフト量を拡大して吸気弁開時期(ＩＶＯ)を進角制御し、吸気弁閉時期(ＩＶＣ)を遅角制御する。
ここで、吸気管圧力について考察すると、前述のように、アクセル小開度の時点からほぼ大気圧状態になるので、そこに吸気弁４，４の作動角が拡大すると吸気管内での吸気遅れなく燃焼室０３内に新気が導入されるので、トルクが速やかに立ち上がる。これによって、排気ガス量も増加するので、排気タービン０１３ａ(吸気コンプレッサ０１３ｂ)の回転が上昇して過給圧Ｐｂが上昇する。
次に、ステップＳ６６に移行し、過給圧Ｐｂが所定値に達したか否かを判別し、所定値以下である場合はステップＳ６５に戻って前述のように作動角を拡大し、所定値に達していれば、ステップＳ６７に移行する。
このステップＳ６７では、図２２に示すように、吸気弁４，４の作動角、リフト量をさらにＬｉ３’’まで拡大すると共に、排気ＶＴＣ３によって排気弁５，５の位相角をＳｅ２’’まで遅角制御してバルブオーバーラップ量を大きく拡大する。
ここで、前記過給圧Ｐｂが所定値以下の場合に、排気ＶＴＣ３によるバルブオーバーラップ量の拡大制御を行わないのは、排気圧Ｐｃによってバルブオーバーラップ期間で排気ガスが燃焼室０３内に逆流することからトルクが抑制されてしまうためである。前記過給圧Ｐｂが所定値以上になってからバルブオーバーラップ量を拡大すれば、このようなトルク抑制を回避しつつ掃気効果によりトルクを立ち上げることが可能になるのである。つまり、前記拡大制御のために、排気ＶＴＣ３により排気弁５，５の位相角を大きく遅角(Ｓｅ２’’)させ、吸気ＶＴＣ２により吸気弁４，４の位相角をやや遅角側(Ｓｉ４)にすると、Ｓｅ２’’＞Ｓｉ４の関係になるので、両ＶＴＣ２，３によってもバルブオーバーラップ量は拡大される。したがって、吸気ＶＥＬ１の作動角増大によるバルブオーバーラップ量拡大に加えて、さらにバルブオーバーラップは増加することになる。これによって、いわゆる掃気効果が生じて排気上死点付近の残留ガスを吸気過給圧により排気通路０５内に押し出して、さらなる吸気充填効率を向上させることができる。ここで、残留ガスの低減により耐ノッキング性も向上するので、点火時期を進角側に制御してさらにトルクを高めることができる。
ステップＳ６８では、吸気ＶＥＬ１、吸気ＶＴＣ２及び排気ＶＴＣ３の実位置が検出され、ステップＳ６９でＡ／Ｆが検出される。このステップＳ６９の検出結果からＡ／Ｆがリーンであるか否か、つまり、掃気が過度に行われてバルブオーバーラップ量を縮小する補正が必要か否かの情報が得られる。
ステップＳ７０においては、過給圧Ｐｂ、機関回転数Ｎｅ，アクセル開度θを読み込む。つまり、θとＮｅから読み取れる運転者のトルク要求と、Ｐｂと現在の実バルブタイミングから推定されるトルクから、トルクを増減すべきか否かの情報が得られる。
ステップＳ７１では、前記からバルブオーバーラップの目標値と、後者から吸気弁４，４の閉時期(ＩＶＣ)の目標値を演算する。
ステップＳ７２では、実際のバルブオーバーラップ量が目標のバルブオーバーラップ量と異なるか否か、あるいは実吸気弁閉時期(ＩＶＣ)が目標ＩＶＣと異なるか否かを判別する。
ここで、異なっていないと判別した場合は、そのままリターンするが、異なっていると判別した場合は、ステップＳ７３において、吸気ＶＥＬ１と吸気ＶＴＣ２及び排気ＶＴＣ３をそれぞれ制御して、目標バルブオーバーラップ量Ｏ／Ｌと目標ＩＶＣとなるように補正する。
したがって、適度な掃気により三元触媒０１１の転化性能を確保でき、良好な排気エミッション性能が得られる。また、燃焼室０３内の残留ガスが低減して耐ノッキング性が向上するので、点火時期を進角でき、この結果、燃費の向上ばかりか三元触媒０１１の過熱化が防止できる。また、トルク調整を吸気弁４，４の閉時期（ＩＶＣ）によって行うので、ポンピングロスの発生が抑制されてこの点でも燃費の向上が図れる。
〔第５実施例〕
第５実施例は、吸気ＶＥＬ１の構造を、本出願人が先に出願した例えば特開平１１−２６４３０７号公報に記載された構造としたものであり、吸気弁のバルブリフト特性が前記公報の図１０に記載されたように、吸気弁４，４の開時期(ＩＶＯ)の変化が小さく、閉時期(ＩＶＣ)の変化が大きくなるような特性をもつものに適用したものである。
図２３に示す電子コントローラ２２のフローチャートについて説明すると、ステップＳ８１〜Ｓ９５まで前記第４実施例の場合とほぼ同様であるが、異なるところは、ステップＳ８５の処理によるリフト特性(図２４)と、ステップＳ８７の処理によるリフト特性(図２５)が異なっている。
すなわち、ステップＳ８５では、吸気ＶＥＬ１によって吸気弁４，４の作動角を拡大制御して、図２４の破線で示す特性Ｌｉ１から実線で示す特性Ｌｉ２’にリフトアップする際には、吸気弁開時期(ＩＶＯ)の変化が小さくなっていると共に、吸気弁閉時期(ＩＶＣ)の変化が大きくなっている。
このため、吸気弁閉時期(ＩＶＣ)の変化が早くなり、また、所定の閉時期になるリフト量Ｌｉ２’が第４実施例のリフト量Ｉｉ２よりも小さくて済む。これによって、吸気充填効率の上昇速度が速くなる。一方、吸気弁開時期(ＩＶＯ)の変化は遅いが、この時点では、過給圧が大きくなっていないので問題は発生しない。したがって、加速レスポンスをさらに向上させることができる。
次に、ステップＳ８６で過給圧Ｐｂが所定値以上になっていると判別した場合は、ステップＳ８７において、吸気ＶＥＬ１と吸気ＶＴＣ２及び排気ＶＥＬ３を制御して、図２５に示すように、吸気弁４，４の作動角を破線で示すようにさらに拡大制御する(Ｌｉ３’’)が、リフト中心位相角が本実施例の吸気ＶＥＬ１では大きく遅角してしまうので、吸気ＶＴＣ２によって一点鎖線に示すように進角側へ制御する(Ｓｉ４’)。これによって、第４実施例と同じタイミングにすることが可能になり、この結果、第４実施例と同様な作用効果が得られる。
本発明は、前記各実施例の構成に限定されるものではなく、例えば、吸気、排気ＶＴＣ２，３の構造としては、前記ベーンタイプの油圧式のもの以外に、特開２００４−１５６５０８号公報に記載されているような電磁式のものであってもよい。また、排気側にＶＥＬを設けることも可能である。
また、前記吸気ＶＥＬ１はリフトや作動角を変化できるものであれば、いかなる構造のものであってもよく、例えば、特開２００６−３０７７６５号公報に記載されているものなどであってもよい。
本発明の可変動弁システムが適用される内燃機関の概略図である。 本発明の第１実施例の可変動弁システムを示す要部斜視図である。 Ａ及びＢは吸気ＶＥＬによる小リフト制御時の作動説明図である。 Ａ及びＢは同吸気ＶＥＬによる最大リフト制御時の作動説明図である。 本実施例における吸気弁のバルブリフト量と作動角及びバルブタイミング特性図である。 本実施例に供される吸気ＶＴＣの縦断面図である。 同吸気ＶＴＣによる最大進角制御状態を示す図６のＡ−Ａ線断面図である。 同吸気ＶＴＣによる最大遅角制御状態を示す図６のＡ−Ａ線断面図である。 本実施例に供される排気ＶＴＣの断面図である。 本実施例のコントローラによる制御フローチャート図である。 同コントローラによる吸気弁の作動角とリフト量の増大制御補正を示すリフト特性図である。 同コントローラによる吸気弁の作動角とリフト量の増大制御補正を示す特性図である。 本実施例と従来技術のトルクの立ち上がり特性を比較して示すグラフである。 第２実施例におけるコントローラによる制御フローチャート図である。 本実施例におけるコントローラによる吸気弁の作動角とリフト量の増大制御補正及び排気弁の位相角制御補正を示すリフト特性図である。 第３実施例におけるコントローラによる制御フローチャート図である。 同コントローラによる吸気弁の作動角とリフト量の増大制御補正と排気弁の位相角補正制御を示すリフト特性図である。 同コントローラによる吸気弁の作動角とリフト量の増大制御補正と排気弁の位相角補正制御を示すリフト特性図である。 第４実施例の可変動弁システムが適用される内燃機関の概略図である。 本実施例におけるコントローラの制御フローチャート図である。 同コントローラによる吸気弁の作動角とリフト量の増大制御補正を示すリフト特性図である。 同コントローラによる吸気弁の作動角とリフト量の増大制御補正と吸気弁と排気弁の位相角補正制御を示すリフト特性図である。 第５実施例におけるコントローラの制御フローチャート図である。 同コントローラによる吸気弁の作動角とリフト量の増大制御補正を示すリフト特性図である。 同コントローラによる吸気弁の作動角とリフト量の増大制御補正と吸気弁と排気弁の位相角補正制御を示すリフト特性図である。
符号の説明
０４…吸気通路
０５…排気通路
０６…スロットルバルブ
０７…スーパーチャージャ(過給機)
０１３…ターボチャージャ(過給機)
１…吸気ＶＥＬ（リフト量可変機構）
２…吸気ＶＴＣ（吸気側の位相角可変機構）
３…排気ＶＴＣ（排気側の位相角可変機構）
４…吸気弁
５…排気弁
６…駆動軸
２０…電動モータ
２２…コントローラ
２７…クランク角センサ
２８…駆動軸角センサ
２９…制御軸角センサ

Claims (20)

  1. 機関の少なくとも吸気弁のリフト量を変化させるリフト量可変機構と、
    機関の吸気弁及び／または排気弁のリフト中心位相角を変化させる位相角可変機構と、
    気筒内への吸気の過給を行う過給機と、
    を備え、
    アクセル開度が小さい状態から大きくなる際に、前記リフト量可変機構によって前記吸気弁のリフト量を増大させ、その後、前記過給機によって過給圧を増大させると共に、前記位相角可変機構によって前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップ量を増大させたことを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  2. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    前記リフト量可変機構は、少なくとも吸気弁のリフト量を連続的に可変にするように形成され、前記アクセル開度が最も小さい状態から大きくなる際に、少なくとも吸気弁のリフト量を連続的に増大させることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  3. 請求項２に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    前記吸気弁上流側の吸気管内に、スロットルバルブを設けると共に、少なくともアクセル開度が最も小さい状態から大きくなるときには、前記スロットルバルブの開度がほぼ全開状態になっていることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  4. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    前記過給機による過給圧が所定以上になったときに、前記位相角可変機構によって吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップ量の増加量が大きくなるように形成したことを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  5. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    前記過給機は、任意のタイミングで駆動される機械式過給機によって構成され、前記リフト量可変機構によってリフト量が所定以上になった場合に、前記機械式過給機を駆動させることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  6. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    前記過給機は、任意のタイミングで駆動される機械式過給機によって構成され、機関回転数が所定以上となった場合に、前記機械式過給機を駆動させることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  7. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    前記過給機は、任意のタイミングで駆動される機械式過給機によって構成され、アクセル開度が所定以上になった場合に、前記機械式過給機を駆動させることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  8. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    前記過給機は、排気エネルギーによって駆動されるターボチャージャによって構成されたことを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  9. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    排気通路に三元触媒を設けると共に、前記排気通路を通流する排気ガスの空燃比を検出する空燃比検出手段を設け、該空燃比検出手段によって混合気が希薄状態であることを検出した場合に、前記位相角可変機構によってバルブオーバーラップを減少させたことを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  10. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    排気通路に触媒を設けると共に、
    燃料噴射を筒内に直接噴射する直接噴射式とし、前記排気弁が閉じた後に燃料を噴射するように形成したことを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  11. 車両の停止状態から発進する際に、機関の少なくとも吸気弁のリフト量を変化させるリフト量可変機構によって吸気弁のリフト量を増大させ、
    その後、過給機による気筒内への吸気の過給圧を高めると共に、
    機関の吸気弁及び／または排気弁のリフト中心位相角を変化させる位相角可変機構によって吸気弁と排気弁の両方が同時に開弁している時間を増大させたことを特徴とする内燃機関の制御装置。
  12. 請求項１１に記載の内燃機関の制御装置において、
    前記リフト量可変機構は、少なくとも前記吸気弁のリフト量を連続的に可変するように構成され、車両の停止状態から発進するときに、少なくとも吸気弁のリフト量を連続的に増大するように制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
  13. 請求項１２に記載の内燃機関の制御装置において、
    前記吸気弁上流側の吸気通路にスロットルバルブを設けると共に、車両の停止状態から発進する場合に、前記スロットルバルブをほぼ全開状態に制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
  14. 請求項１１に記載の内燃機関の制御装置において、
    前記過給機による過給圧が所定以上になったときに、前記位相角可変機構によって吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップ量の増加量が大きくなるように制御したことを特徴とする内燃機関の制御装置。
  15. 請求項１１に記載の内燃機関の制御装置において、
    前記過給機は、任意のタイミングで駆動される機械式過給機によって構成され、機関回転数が所定以上となった場合に、前記機械式過給機を駆動制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
  16. 請求項１１に記載の内燃機関の制御装置において、
    前記過給機は、任意のタイミングで駆動される機械式過給機によって構成され、アクセル開度が所定以上になった場合に、前記機械式過給機を駆動制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
  17. 請求項１１に記載の内燃機関の制御装置において、
    前記過給機は、排気エネルギーによって駆動されるターボチャージャによって構成されたことを特徴とする内燃機関の制御装置。
  18. 請求項１１に記載の内燃機関の制御装置において、
    排気通路に三元触媒を設けると共に、
    前記排気通路を通流する排気ガスの空燃比を検出する空燃比検出手段を設け、
    該空燃比検出手段によって混合気が希薄状態であることを検出した場合に、前記位相角可変機構によってバルブオーバーラップを減少させるように制御したことを特徴とする内燃機関の制御装置。
  19. 請求項１１に記載の内燃機関の制御装置において、
    排気通路に触媒を設けると共に、
    燃料噴射を筒内に直接噴射する直接噴射式とし、前記排気弁が閉じた後に燃料を噴射するように制御したことを特徴とする内燃機関の制御装置。
  20. 機関回転数がアイドリング回転数から増大する際に、機関の少なくとも吸気弁のリフト量を変化させるリフト量可変機構によって吸気弁のリフト量を増大させ、リフト量が所定以上となった場合に、過給機によって気筒内へ吸気を過給すると共に、機関の吸気弁及び／または排気弁のリフト中心位相角を変化させる位相角可変機構によって吸気弁の開時期と排気弁の閉時期との間のバルブオーバーラップを増大させることを特徴とする内燃機関の制御装置。
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