JP2010084586A

JP2010084586A - 内燃機関のバルブタイミング制御方法及び内燃機関システム

Info

Publication number: JP2010084586A
Application number: JP2008253203A
Authority: JP
Inventors: 達也 ▲高▼籏; Tatsuya Takahata; Akihiro Noda; 明裕野田
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2008-09-30
Filing date: 2008-09-30
Publication date: 2010-04-15
Anticipated expiration: 2028-09-30
Also published as: JP5251403B2

Abstract

【課題】気筒内を往復動作するピストンの上死点近傍において吸気バルブ及び排気バルブが共に開状態となるオーバーラップ期間を設定するようにしたエンジンのバルブタイミング制御方法において、システム全体の大型化を防止しつつ、高負荷運転状態及び低負荷運転状態の双方において適切なオーバーラップ期間を高い応答性で素早く実現する。
【解決手段】オーバーラップ期間短縮過程における吸気開弁遅角速度をオーバーラップ期間延長過程における吸気開弁進角速度よりも大きくするとともに、両者の差を、オーバーラップ期間短縮過程における排気閉弁遅角速度とオーバーラップ期間延長過程における排気閉弁進角速度との差よりも大きくする。
【選択図】図１０

Description

本発明は、気筒内を往復摺動するピストンの上死点近傍において、該気筒の吸気弁及び排気弁が共に開いた状態となるオーバーラップ期間を設けるようにした内燃機関のバルブタイミング制御方法及び内燃機関システムに関する技術分野に属する。

従来より、エンジンのカムシャフトにより開閉駆動される吸排気弁のバルブタイミングを、クランクシャフトに対する該カムシャフトの回転位相を変化させることで可変とした可変バルブタイミング装置は知られている。

例えば、特許文献１に示す可変バルブタイミング装置においては、カムシャフトの回転位相を遅角方向に付勢するコイルバネと、その遅角方向への回転を規制するストッパとが設けられていて、このコイルバネによる付勢力に抗する制動力を電磁ブレーキによって発生させることで、カムシャフトの回転位相を上記ストッパ位置から進角変化させるようになっている。

そして、該可変バルブタイミング装置では、カムシャフトの回転位相をストッパ位置に戻す際に、つまりカムシャフトを遅角させる際にフィードバックゲインを低下させることで、遅角速度を遅くしてストッパの当たり音を低減するようにしている。

この他にも、カムシャフトと同軸に配設された電動モータを用いて、クランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相を変化させるようにした可変バルブタイミング機構も知られている。
特開２００２−１６１７６７号公報

ところで、エンジンの吸気効率を高める観点では、気筒内を往復摺動するピストンの上死点近傍において、吸気弁と排気弁とが共に開くオーバーラップ期間を設けることが好ましく、こうするために、可変バルブタイミング装置を用いて、該吸排気弁の開閉時期を制御することが考えられる。この制御に際しては、要求エンジン負荷が高い領域では、排気の慣性力により吸気を促進するべくオーバーラップ期間を長く設定し、要求エンジン負荷が低い領域では、排気の逆流による燃焼室に残留する既燃ガス量の増大を抑制するべくオーバーラップ期間を短く設定することが好ましい。

そのためには、要求エンジン負荷（要求エンジントルク）が低い状態から高い状態へと変化するオーバーラップ延長要求条件下においては、吸気開弁時期を進角させ且つ排気閉弁時期を遅角させる一方、要求エンジン負荷が高い状態から低い状態へと変化するオーバーラップ短縮条件下においては、吸気開弁時期を遅角させ且つ排気閉弁時期を進角させるよう弁開閉時期制御を行えばよい。

ここで、この吸気開弁時期及び排気閉弁時期の進角／遅角速度が速いほど、エンジン要求負荷変化に対するオーバーラップ期間の短縮／延長制御を高い応答性で実現することができるが、例えば、上記特許文献１に示す如くアクチュエータのゲイン調整により上記進角／遅角速度を速くするようにした場合、アクチュエータの出力限界によって該進角／遅角速度も制限されることとなる。これに対して、アクチュエータを大型化してその出力増大を図ることが考えられるが、エンジンシステムの効率低下を招くという問題がある。

本発明は、斯かる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、気筒内を往復動作するピストンの上死点近傍において吸気弁及び排気弁が共に開状態となるオーバーラップ期間を有する内燃機関のバルブ制御方法及び内燃機関システムにおいて、システム全体の大型化を防止しつつ、高負荷運転状態及び低負荷運転状態の双方においてそれぞれ適切なオーバーラップ期間を高い効率でもって実現しようとすることにある。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明では、オーバーラップ短縮要求条件下における吸気開弁遅角速度をオーバーラップ延長要求条件下における吸気開弁進角速度よりも大きくするとともに、両者の差を、オーバーラップ短縮条件下における排気閉弁遅角速度とオーバーラップ延長条件下における排気閉弁進角速度との差よりも大きくするようにした。

具体的には、この発明では、気筒内を往復摺動するピストンの上死点近傍において、該気筒の吸気弁及び排気弁が共に開いた状態となるオーバーラップ期間を設けるべく該排気弁の閉弁時期を該吸気弁の開弁時期よりも遅らせる内燃機関のバルブタイミング制御方法を対象とする。

そして、上記内燃機関の要求トルクが低下するにしたがって、上記吸気弁の開弁時期を所定の吸気開弁遅角速度で遅角させる一方上記排気弁の閉弁時期を所定の排気閉弁進角速度で進角させるオーバーラップ期間短縮工程と、上記内燃機関の要求トルクが増加するにしたがって、上記吸気弁の開弁時期を所定の吸気開弁進角速度で進角させる一方上記排気弁の閉弁時期を所定の排気閉弁遅角速度で遅角させるオーバーラップ期間延長工程とを含み、上記吸気開弁遅角速度を上記吸気開弁進角速度よりも大きくするとともに、両者の差を、上記排気閉弁遅角速度と上記排気閉弁進角速度との差よりも大きくするものとする。

この方法によれば、内燃機関の要求トルクが低下する状況下では、オーバーラップ期間短縮工程にて、吸気弁の開弁時期が所定の吸気開弁遅角速度で遅角される一方排気弁の閉弁時期が所定の排気閉弁進角速度で進角され、この結果、上記オーバーラップ期間が短縮される。また、内燃機関の要求トルクが増加する状況下では、オーバーラップ期間延長工程にて、吸気弁の開弁時期が所定の吸気開弁進角速度で進角される一方排気弁の閉弁時期が所定の排気閉弁遅角速度で遅角される。そして、本発明では、吸気開弁遅角速度を吸気開弁進角速度よりも大きくするようにした。これにより、オーバーラップ期間短縮工程における残留ガス量を低減するためのオーバーラップの短縮を実現する吸気開弁遅角速度と排気閉弁進角速度のうち、遅角側への変化故に必要なエネルギーの小さい吸気開弁遅角速度を大きくして、吸気弁駆動に要するエネルギーを小さくしながら、これと相まって迅速な残留ガス量の低下による燃焼性の向上によるエンジン運転効率の向上を図り、エンジンシステムの運転効率を格段に向上することができる。

ところで、吸排気弁を開閉駆動するカムシャフトには通常、その回転方向とは逆向きの回転抵抗（遅角方向の回転抵抗）が作用しており、このため、リターンスプリング（後述する）を用いない可変バルブタイミング機構により吸排気弁の開閉時期を制御しようとした場合、アクチュエータ出力（モータ出力等）に十分な余裕がない限り、バルブ開閉時期の進角速度の方が遅角速度に比べて低くなる。一方、可変バルブタイミング機構として、カムシャフトを進角方向に常時付勢するリターンスプリングを設けるものが知られており、このものでは、リターンスプリングの付勢力と上記遅角方向の回転抵抗とがバランスするために、バルブ開閉時期の進角速度と遅角速度との差が、上述のリターンスプリングを有さない可変バルブタイミング機構に比べて小さくなる。

したがって、例えば、吸気弁の開閉時期制御に、リターンスプリングを使用しない可変バルブタイミング機構を採用する一方、排気弁の開閉時期制御には、リターンスプリングを使用した可変バブルタイミング機構を採用することで、各可変バルブタイミング機構の速度応答特性にマッチした無理のない構成で（換言すると、アクチュエータの大型化による必要動力の増加を抑制しつつ）、吸気開弁遅角速度を吸気開弁進角速度よりも大きくし且つ両者の差を排気閉弁遅角速度と排気閉弁進角速度との差よりも大きくする本発明のバルブタイミング制御方法を実現することができる。

請求項２の発明では、請求項１の発明において、上記排気閉弁遅角速度と上記排気閉弁進角速度とは略同速度であるものとする。

このように、排気閉弁遅角速度と排気閉弁進角速度とを略同速度とすることで、吸気開弁遅角速度を速くしたにも拘わらず排気閉弁進角速度が必要以上に遅くなって、上記オーバーラップ期間の短縮応答性が低下して、残留ガス増加による燃焼性低下によりエンジン運転効率が低下するのを確実に防止することができる。

請求項３の発明では、クランクシャフトに同期して回転するカムシャフトに連動して開閉駆動される吸気弁及び排気弁が設けられた気筒内を往復動作するピストンの上死点近傍において、該吸気弁及び排気弁が共に開いた状態となるオーバーラップ期間を設定するべく該各弁の開閉時期を変更するバルブタイミング可変手段と、該バルブタイミング可変手段の作動を制御する制御手段とを備えた内燃機関システムを対象とする。

そして、上記制御手段は、上記両可変機構の作動を制御することで、
上記内燃機関の要求トルクが低下するにしたがって、上記吸気弁の開弁時期を所定の吸気開弁遅角速度で遅角させる一方上記排気弁の閉弁時期を所定の排気閉弁進角速度で進角させるオーバーラップ期間短縮制御と、
上記内燃機関の要求トルクが増加するにしたがって、上記吸気弁の開弁時期を所定の吸気開弁進角速度で進角させる一方上記排気弁の閉弁時期を所定の排気閉弁遅角速度で遅角させるオーバーラップ期間延長制御と、
を実行可能に構成されており、上記吸気開弁遅角速度が上記吸気開弁進角速度よりも大きく、且つ、両者の差が上記排気閉弁進角速度と上記排気閉弁遅角速度との差よりも大きいものとする。

この構成によれば、制御手段によりオーバーラップ期間短縮制御及びオーバーラップ期間延長制御を実行するべく上記各可変機構の作動が制御される。すなわち、内燃機関の要求トルクが低下する状況下では、上記制御手段によりオーバーラップ期間短縮制御が実行されて、吸気弁の開弁時期が所定の吸気開弁遅角速度で遅角される一方排気弁の閉弁時期が所定の排気閉弁進角速度で進角される。また、内燃機関の要求トルクが増加する状況下では、上記制御手段によりオーバーラップ期間延長制御が実行されて、吸気弁の開弁時期が所定の吸気開弁進角速度で進角される一方上記排気弁の閉弁時期が所定の排気閉弁遅角速度で遅角される。そして、上記制御手段は、吸気開弁遅角速度を吸気開弁進角速度よりも大きくするとともに、両者の差を、排気閉弁進角速度と排気閉弁遅角速度との差よりも大きくするように構成されている。これにより、請求項１の発明と同様の作用効果を得ることができる。

請求項４の発明では、請求項３の発明において、上記排気弁開閉時期可変機構は、上記排気カムシャフトの回転位相を上記クランクシャフトに対して進角方向に付勢する付勢手段を有しており、上記付勢手段の付勢力が、上記吸気弁開閉時期可変機構の有する、上記吸気カムシャフトの回転位相を上記クランクシャフトに対して進角方向に付勢する付勢力よりも大きいものとする。

この構成によれば、排気弁開閉時期可変機構においては、付勢手段（例えばリターンスプリング）により、排気カムシャフトに作用する遅角方向の付勢力（回転抵抗）と進角方向の付勢力とをバランスさせることができる。一方、吸気弁開閉時期可変機構において、付勢手段を設けないものとすれば（つまり吸気カムシャフトを進角方向に付勢する付勢力を略０とすれば）、吸気カムシャフトに作用する遅角方向の付勢力（回転抵抗）が進角方向の付勢力を大きく上回ることなる。この結果、排気閉弁時期の進角速度と遅角速度との差を、吸気開弁時期の遅角速度と進角速度との差よりも小さくすることができる。また、吸気弁開閉時期可変機構に付勢手段を設けたとしても、本発明ではその付勢力は、排気閉弁時期可変機構が有する付勢手段の付勢力に比べて小さいものとされており、このため、排気閉弁時期の進角速度と遅角速度との差を、吸気開弁時期の遅角速度と進角速度との差よりも小さくすることができる。よって、請求項１の発明と同様の作用効果をより一層確実に得ることができる。

請求項５の発明では、請求項３又は４の発明において、上記排気閉弁遅角速度と上記排気閉弁進角速度とは略同速度であるものとする。

これによれば、排気閉弁時期が必要以上に遅くなるのを防止して、請求項２の発明と同様の作用効果を得ることができる。

以上説明したように、本発明の内燃機関のバルブタイミング制御方法及び内燃機関システムによると、高負荷運転状態及び低負荷運転状態の双方においてそれぞれ適切なオーバーラップ期間を高いエンジンシステム効率でもって実現することができる。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

図１は、本発明の実施形態に係るエンジンシステム（内燃機関システム）の全体構造を示し、このエンジンシステムは、エンジン（内燃機関）１と、このエンジン１に設けられた各種アクチュエータを制御するエンジン制御器１００とを有している。

上記エンジン１は、自動車等の車両に搭載される４サイクルの火花点火式内燃機関であって、該車両を推進するべく、その出力軸が変速機を介して駆動輪に連結されている。このエンジン１は、シリンダーブロック１２とその上に載置されるシリンダヘッド１３とを備えている。このシリンダーブロック１２とシリンダヘッド１３との内部には複数のシリンダ（気筒）１１が形成されている。これらシリンダ１１の数は特に限定されるものではないが、例えば４つのシリンダ１１が形成されている。また、シリンダーブロック１２には、ジャーナル、ベアリングなどによってクランクシャフト１４が回転自在に支持されている。

上記各シリンダ１１内には、ピストン１５がそれぞれ摺動自在に嵌装されており、各ピストン１５の上方にはそれぞれ燃焼室１７が形成されている。

ここで、本実施形態では、ピストン１５が上死点に位置するときの燃焼室１７の容積との比であるエンジン１の幾何学的圧縮比がほぼ１４に設定されている。もちろん、この幾何学的圧縮比の値は１４に限らない。例えば、機関効率の向上といった観点からは該幾何学的圧縮比はより高い方が好ましい。しかしながら、幾何学的圧縮比を高くしていくと、圧縮工程においてシリンダ１１内の温度が高くなりすぎてしまい予期せぬタイミングで自着火が生じる可能性が高くなる。このため、エンジン１の幾何学的圧縮比としては１３以上１６以下が好ましい。

上記シリンダヘッド１３には、各燃焼室１７に連通する吸気ポート１８と２つの排気ポート１９とが形成されている。また、シリンダヘッド１３には、各吸気ポート１８をそれぞれ燃焼室１７から遮断するための吸気バルブ（吸気弁）２１と、各排気ポート１９をそれぞれ燃焼室１７から遮断するための排気バルブ（排気弁）２２とが設けられている。吸気バルブ２１は、後述する吸気弁駆動機構３０により駆動されることで、所定のタイミングで各吸気ポート１８を開閉する。一方、排気バルブ２２は後述する排気弁駆動機構４０により駆動されることで、各排気ポート１９を所定のタイミングで開閉する。

上記吸気弁駆動機構３０及び排気弁駆動機構４０は、それぞれ吸気カムシャフト３１と排気カムシャフト４１とを有している。吸気カムシャフト３１および排気カムシャフト４１は、周知のチェーン／スプロケット機構等の動力伝達機構を介してクランクシャフト１４に連結されている。前記動力伝達機構は、クランクシャフト１４が２回転する間に、カムシャフト３１，４１が１回転するように構成されている。カムシャフト３１，４１はそれぞれのカム部（不図示）を、各バルブ２１、２２のカム面に当接させる。各バルブ２１、２２は、不図示のバルブ用リターンスプリングにより常に閉方向に付勢されていて、カムシャフト３１，４１の回転動作により往復動作することで各ポート１８，１９の開閉動作を行う。

また、吸気弁駆動機構３０は、動力伝達機構と吸気カムシャフト３１との間に設けられた吸気カムシャフト位相可変機構３２を有しており、同様に、排気弁駆動機構４０は、動力伝達機構と排気カムシャフト４１との間に設けられた排気カムシャフト位相可変機構３３を有している。

吸気カムシャフト位相可変機構３２は、クランクシャフト１４に対する吸気カムシャフト３１の回転位相を変更することで吸気バルブ２１の開閉時期を可変とするものであって、該回転位相変更のための回転力を、電動モータ１５１（図２参照）により発生させるように構成されている。

具体的には、吸気カムシャフト位相可変機構３２は、図２に示すように上記電動モータ１５１と、電動モータ１５１の出力軸１５１ａに連結シャフト１５２を介して回転一体に連結されたロータ１５３と、ロータ１５３にギヤ結合されたスプロケット本体１５４と、同じくロータ１５３にギヤ結合されたカム一体ギヤ１５５とを有している。

電動モータ１５１は、その回転軸心が吸気カムシャフト３１の回転軸心に一致するように配設されている。

カム一体ギヤ１５５は、吸気カムシャフト３１の一端部にこれと同軸で、不図示のノックピンを介して回転一体に結合された円板状部材からなる。カム一体ギヤ１５５における該カムシャフト３１とは反対側の面には、円筒状凹部が形成されており、この円筒状凹部の内周面には、ロータボス部１６２のギヤ部１６２ａに噛合するギヤ部１５５ａが形成されている。

スプロケット本体１５４は、その外周面に、上記チェーン（図示省略）と噛合するスプロケットギヤ部１５４ａを有する円筒状をなしており、スプロケット本体１５４の軸心は、モータ１５１の回転軸心（吸気カムシャフト３１の軸心）に一致している。スプロケット本体１５４の内周面には、ロータ本体１６１のギヤ部１６１ａに噛合するギヤ部１５４ｂが形成されている。

連結シャフト１５２は、モータ出力軸１５１ａと同軸に回転一体で連結された段付シャフトからなるものであって、大径部１５２ａと小径部１５２ｂとで構成されている。

連結シャフト１５２の小径部１５２ｂの外周面には、ロータ１５３のスプライン凹部１５３ｃと噛合するスプライン歯部１５２ｃが形成されている。

ロータ１５３は、外周面にギヤ部１６１ａを有するロータ本体１６１と、外周面にギヤ部１６２ａを有するロータボス部１６２とで構成されており、ロータ１５３の内周面には、上記スプライン凹部１５３ｃが形成されている。そして、ロータ１５３は、該スプライン凹部１５３ｃと上記スプライン歯部１５２ｃとのスプライン結合によって連結シャフト１５２と一体で回転するように構成されている。

ロータ１５３の軸心（ロータ本体１６１及びロータボス部１６２の軸心）は、電動モータ１５１の回転軸心（モータ１５１の出力軸１５１ａの軸心）に対して所定距離だけ偏心している（この偏心量は僅かであるため図示はされていない）。ロータ本体１６１のギヤ部１６１ａの歯数は、ギヤ部１５４ｂの歯数よりも一歯少なくなっている。同様に、ロータボス部１６２のギヤ部１６２ａの歯数は、ギヤ部１５５ａの歯数よりも一歯少なくなっている。このことで、ロータ１５３（ロータ本体１６１及びロータボス部１６２）と、スプロケット本体１５４及びカム一体ギヤ１５５と、の間で偏心遊星歯車機構が構成されることとなる。

そして、電動モータ１５１をスプロケット本体１５４の回転方向（クランクシャフト１４の回転方向に一致する方向）と同方向に回転させると、この回転量に応じて、カム一体ギヤ１５５が同方向に回転して吸気カムシャフト３１の回転位相がスプロケット本体１５４（クランクシャフト１４）に対して進角し、電動モータ１５１をスプロケット本体１５４の回転方向とは逆向きに回転させると、この回転量に応じて、吸気カムシャフト３１の回転位相がクランクシャフト１４に対して遅角することとなる。尚、電動モータ１５１は、エンジン制御器１００からの制御信号を受けて作動制御される。

一方、排気カムシャフト位相可変機構３３、クランクシャフト１４に対する排気カムシャフト４１の回転位相を変更することで排気バルブ２２の開閉時期を可変とするものであって、この回転移動変更のための回転力を、油圧により発生させるように構成されている。

具体的には、排気カムシャフト位相可変機構３３は、図３に示すように、ロータ１１１と、ロータ１１１を収容するケースを構成するスプロケット本体１１２と、蓋部１１３，１１４とを備えている。

スプロケット本体１１２は、吸気カムシャフト位相可変機構３２におけるスプロケット本体１５４と同様にその外周面に、上記チェーンと噛合するスプロケットギヤ部１１２ａを有する円筒状をなしている。

蓋部１１３、１１４はそれぞれ、スプロケット本体１１２の正面側（図の左側）、背面側（図の右側）に装着されて、複数のボルト１０ａにより一体的に固定されている。

蓋部１１４は円板状をなしており、その中心部には、排気カムシャフト４１が貫通する貫通孔が形成されている。ロータ１１１は、ボルト１１５により排気カムシャフト４１の一端部に固定されている。

排気カムシャフト４１は、エンジン１のシリンダヘッド１３と軸受けキャップとの合わせ面に形成された軸受部１１０に支持されており、軸受部１１０の内周面には、環状の遅角用溝１１０ａ及び進角用溝１１０ｂがそれぞれ形成されている。

排気カムシャフト４１の内部には、遅角用溝１１０ａと連通する遅角用油路１０４ｃと、進角用溝１１０ｂと連通する進角用油路１０４ｄとが形成されている。また、排気カムシャフト４１には、ボルト１１５が螺合する孔の一部が拡径されて進角用油路１０４ｄと連通する進角用油路１０４ｅが形成されている。

ロータ１１１の内部には、遅角用油路１０４ｃと連通する遅角用油路１１１ａとが形成されている。さらに、ロータ１１１には、ボルト１１５が貫通する孔の一部が拡径されて進角用油路１０４ｅと連通する進角用油路１１１ｂ及び該進角用油路１１１ｂに連通した進角用油路１１１ｃが形成されている。

ロータ１１１の正面側の部分には、リターンスプリング１１６が収納される溝１１１ｄが形成されている。本実施形態においては、リターンスプリング１１６は、つるまきバネである。溝１１１ｄの底部近傍には溝１１１ｅが設けられており、溝１１１ｅにはリターンスプリング１１６の一端部が挿入されて係合している。リターンスプリング１１６の他端部は、蓋部１１３の正面側面に立設されたピン１１３ａに係合されている。リターンスプリング１１６は、ロータ１１１を進角方向に常時付勢することにより、該ロータ１１１に連結された排気カムシャフト４１を進角方向に常時付勢する。

図４は、蓋部１１３及びリターンスプリング１１６を外した状態での排気カムシャフト位相可変機構３３の正面図である。

スプロケット本体１１２は、半径方向内側に突出した複数の突出部１１２ｂを有する。突出部１１２ｂは略同形であって、周方向に略等ピッチで設けられており、その先端はロータ１１１の周面を摺動する。ロータ１１１は、半径方向外側に突出した突出部１１１ｆ及び複数の突出部１１１ｇを有しており、これらの合計数は突出部１１２ｂの数に等しい。突出部１１１ｆ及び突出部１１１ｇは周方向に略等ピッチで設けられているが、突出部１１１ｆのみ周方向の幅が幅広となっている。

このため、スプロケット本体１１２に対して変更可能な位相範囲は、突出部１１１ｆにより規定され、突出部１１１ｆに位置する突出部１１２ｂのうち、同図で左側の突出部１１２ｂに突出部１１１ｆが当接した位置がロータ１１１（つまり排気カムシャフト４１）の最遅角位置であり、右側の突出部１１２ｂに突出部１１１ｆが当接した位置がロータ１１１の最進角位置となる。

突出部１１１ｆ及び突出部１１１ｇと、突出部１１２ｂとの間の隙間は、進角用油圧室１０１、遅角用油圧室１０２を形成する。進角用油圧室１０１に作動油を供給するとロータ１１１がスプロケット本体１１２に対して相対的に進角方向に回転し、遅角用油圧室１０２に作動油を供給するとロータ１１１がスプロケット本体１１２に対して相対的に遅角方向に回転する。進角用油圧室１０１には、進角用油路１１１ｃが連通し、遅角用油圧室１０２には遅角用油路１１１ａが連通している。

そうして、進角用油圧室１０１内の油圧と遅角用油圧室１０２内の油圧との差圧と、排気カムシャフト４１に作用するトルクとをバランスさせることで、スプロケット本体１１２に対するロータ１１１の相対的な位相位置関係を維持しながらクランクシャフト１４からの動力をチェーンを介して排気カムシャフト４１に伝達し、排気カムシャフト４１をクランクシャフト１４に同期して回転駆動することができる。スプロケット本体１１２に対するロータ１１１の相対的な位相位置関係を変更することで、クランクシャフト１４に対する排気カムシャフト４１の回転位相を変更することができる。

尚、図４中、ピン１１７ａは、ロータ１１１を最進角位置にロックするためのものであって、圧縮コイルスプリング１１７ｂにより常時付勢されて最進角位置にて蓋部１１４の係合溝１１４ａに係合する。ロックを解除する際には、解除用油圧室１１７ｃ（図３参照）に作動油を供給すればよく、遅角用油圧室１０２に作動油を供給することで不図示の油路から該解除用油圧室１１７ｃへと作動油が流れてロックが解除されるようになっている。

上記進角用油圧室１０１及び遅角用油圧室１０２への作動油の供給は、エンジン制御器１００からの制御信号を受けて作動する電磁ソレノイドバルブ１３０（電磁ソレノイドバルブ１３０のスプール１３２）により制御される。

電磁ソレノイドバルブ１３０は、本実施形態では、３ポート３位置弁からなるものであって、その供給ポート１３１ｃがオイルポンプ２１１に接続され、出力ポート１３１ａ，１３１ｂがそれぞれ、不図示の油路を介して遅角用溝１１０ａ、進角用溝１１０ｂに接続されている。尚、図３中、符号１３４は、スプール１３２に電磁力を作用させるソレノイドである。

スプール１３２が中立位置（図３に示す位置）にある状態では、出力ポート１３１ａ及び１３１ｂのいずれもが閉じられて、進角用油圧室１０１及び遅角用油圧室１０２への作動油の供給が遮断される。

スプール１３２が中立位置から図３における左側に移動すると、供給ポート１３１ｃと出力ポート１３１ａとが連通して、この連通度に応じた量の作動油が、オイルポンプ２１１から遅角用溝１１０ａを介して遅角用油圧室１０２へと供給される。こうして、作動油が遅角用油圧室１０２に供給されることでロータ１１１が遅角方向に回転すると、進角用油圧室１０１の容積が縮小されることにより進角用油圧室１０１から作動油が排出されてドレンポート１３１ｄを通ってオイルパン２０１へ戻る。

スプール１３２が中立位置から図３における右側に移動すると、供給ポート１３１ｃと出力ポート１３１ｂとが連通して、この連通度に応じた量の作動油が、オイルポンプ２１１から進角用溝１１０ｂを介して進角用油圧室１０１へと供給される。こうして、作動油が進角用油圧室１０１に供給されることでロータ１１１が進角方向に回転すると、遅角用油圧室１０２の容積が縮小されることにより遅角用油圧室１０２から作動油が排出されてドレンポート１３１ｅを通ってオイルパン２０１へ戻る。

エンジン制御器１００は、電磁ソレノイドバルブ１３０に対して必要な制御信号を出力することで、そのスプール１３２の位置を制御して、進角用油圧室１０１及び遅角用油圧室１０２への作動油の給排量を制御する。こうして、エンジン制御器１００は、各油圧室１０１，１０２への作動油の給排量を制御することで、ロータ１１１の回転位相（延いては排気カムシャフト４１の回転位相）を制御する。

上記のように構成された吸気カムシャフト位相可変機構３２（吸気弁開閉時期可変機構に相当）は、図５に示すように、エンジン回転数が増加するにしたがって、吸気バルブ２１（吸気カムシャフト３１）の遅角速度が速くなる一方進角速度が遅くなる特性を有している。これは主に、エンジン回転数が増加するにしたがって、スプロケット本体１５４に対する吸気カムシャフト３１の回転位相を変化させる際の、吸気カムシャフト３１の回転速度と電動モーター１５１の回転速度の相対差が増大することに起因している。そうして、エンジン回転数の増加にしたがって、進角速度と遅角速度との差が増大していくこととなる。

排気カムシャフト位相可変機構３３（排気弁開閉時期可変機構に相当）は、図６に示すように、吸気カムシャフト位相可変機構３２における場合と同様に、エンジン回転数が増加するにしたがって、排気バルブ２２（排気カムシャフト４１）の遅角速度が速くなる特性を有している。エンジン回転数の増加に伴って、排気カムシャフト４１に対して遅角方向に作用する摩擦抵抗が増大することに起因している。

一方、排気カムシャフト位相可変機構３３は、上記吸気カムシャフト位相可変機構３２における場合とは異なり、エンジン回転数が増加するにしたがって、排気バルブ２２の
進角速度が速くなる特性を有している。これは、排気カムシャフト位相可変機構３３が、前述のとおりエンジン１により駆動されるオイルポンプ２１１が発生する油圧により駆動されることに起因している。すなわち、エンジン回転数の上昇に伴なうオイルポンプ２１１が発生する油圧の増大が、同じくエンジン回転数の上昇に伴ない増大する排気カムシャフト４１に作用する摩擦抵抗に打ち勝つことによる。尚、エンジン回転数が４０００（ｒｐｍ）以上では、エンジン回転数に拘わらず進角／遅角速度が一定となっているが、これはエンジン回転数が４０００（ｒｐｍ）以上になるとオイルポンプのリリーフ弁が開くことに起因している。

図６において、エンジン１の運転負荷状態の違いによる速度特性を比較すると、遅角速度は全負荷運転状態（太破線）の方が無負荷運転状態（太実線）に比べて速くなっている一方、進角速度は全負荷運転状態の方が（細破線）の方が無負荷運転状態（細実線）に比べて遅くなっていることがわかる。これは、排気カムシャフト４１の排気カムシャフト可変機構３３と反対側の端部には、不図示の燃料ポンプが接続されて排気カムシャフトにより駆動され負荷状態に応じた量の燃料を燃料システム５４に圧送することによる。すなわち、エンジン１が全負荷運転状態にある方が無負荷運転状態にある場合に比べて、燃料ポンプの吐出量が大きいために、排気カムシャフト４１を遅角方向に付勢する付勢力（回転抵抗）が大きくなることによる。また、図示していないが、エンジン１が全負荷運転状態と無負荷運転状態との中間の中負荷運転状態にあるときには、進角速度と遅角速度とが同速度になる。いずれにせよ、排気バルブ２２の進角速度と遅角速度との差は、吸気バルブ２１の進角速度と遅角速度との差に比して十分に小さく（図５及び図６参照）、排気バルブ２２の進角速度と遅角速度とは略同速度であると言える。

上記エンジン制御器１００は、周知のマイクロコンピュータをベースとするコントローラで構成されていて、プログラムを実行するためのＣＰＵと、ＲＡＭやＲＯＭからなりプログラムを格納するメモリと、各種信号の入出力を行うＩ／Ｏバスとを備えている。

エンジン制御器１００には、上記Ｉ／Ｏバスを介して、エアフローメータ７１により検出された吸入空気量ＡＦ、吸気圧センサにより検出された吸気マニホールド５５内の空気圧力ＭＡＰ、クランクアングルセンサ７３により検出されたクランク角パルス信号、酸素濃度センサ７４により検出された排ガスの酸素濃度ＥＧＯ、アクセル開度センサ７５により検出された自動車のドライバーによるアクセルペダルの踏込み量α、車速センサ７６により検出された車速ＶＳＰといった各種の情報が入力される。

そして、このエンジン制御器１００は、上記各種入力情報に基づいて、シリンダ１１内へ導入される空気量すなわちシリンダ１１内の空気充填量（吸気効率）や点火時期等が運転条件に応じて適切な値になるように、各種アクチュエータに対する指令値を計算する。例えば、スロットル開度ＴＶＯ、燃料噴射量ＦＰ、点火時期ＳＡ、吸気バルブタイミング、排気バルブタイミング等の指令値を計算し、それらを、スロットルアクチュエータ５８、燃料システム５４、吸気カムシャフト位相可変機構３２（電動モータ１５１）、排気カムシャフト位相可変機構３３（電磁ソレノイドバルブ１３０）等に出力する。

次に、エンジン制御器１００における具体的な演算手順を図７のフローチャートを基に説明する。

先ず最初のステップステップＳ１では、上記アクセルペダルの踏込み量α等の各種信号を読み込む。

ステップＳ２では、アクセルペダルの踏込み量α、上記クランク角パルス信号から算出されるエンジン１の回転数Ｎ_ＥＮＧ及び上記車速ＶＳＰに基づき要求エンジントルクＴＱ_Ｄを算出する。

ステップＳ３では、ステップＳ２で算出した要求エンジントルクＴＱ_Ｄ及びエンジン回転数Ｎ_ＥＮＧに基づき、燃料噴射量ＦＰ、目標空気充填量（シリンダ１１内の空気充填量ＣＥの目標値）ＣＥ_Ｄ及び点火時期ＳＡを算出する。

ステップＳ４では、ステップＳ３で算出した目標空気充填量ＣＥ_Ｄと回転数Ｎ_ＥＮＧとに基づき、吸気バルブ２１の開弁時期ＩＶＯの目標値θ_{ＩＶＯ＿Ｄ}を算出する。

ステップＳ５では、ステップＳ３で算出した目標空気充填量ＣＥ_Ｄと回転数Ｎ_ＥＮＧとに基づき、排気バルブ２２の閉弁時期ＥＶＣの目標値θ_{ＥＶＣ＿Ｄ}を算出する。

尚、ステップＳ４及びステップＳ５における、吸気バルブ２１の開弁時期ＩＶＯ及び排気バルブ２２の閉弁時期ＥＶＣの目標値の算出方法の詳細については後述する
ステップＳ６では、テップＳ３で算出した目標空気充填量ＣＥ_Ｄと回転数Ｎ_ＥＮＧとに基づき、上記スロットル弁５７の開度ＴＶＯの目標値である目標スロットル開度ＴＶＯ_Ｄを算出する。

ステップＳ７では、算出した燃料噴射量ＦＰ、点火時期ＳＡ、吸気バルブ２１の開弁時期ＩＶＯの目標値θ_{ＩＶＯ＿Ｄ}、排気バルブ２２の閉弁時期ＥＶＣの目標値θ_{ＥＶＣ＿Ｄ}、スロットル弁５７の開度ＴＶＯの目標値ＴＶＯ_Ｄに基づき、これらの目標値が満足されるように各アクチュエータを駆動する。

具体的には、例えば、信号θ_{ＩＶＯ＿Ｄ}を、吸気カムシャフト位相可変機構３２（電動モータ１５１）に出力することで、吸気カムシャフト３１のクランクシャフト１４に対する回転位相がθ_{ＩＶＯ＿Ｄ}に対応した値となるように、吸気カムシャフト位相可変機構３２が作動する。また、信号θ_{ＥＶＣ＿Ｄ}を、排気カムシャフト位相可変機構３３（電磁ソレノイドバルブ１３０）に出力することで、排気カムシャフト４１のクランクシャフト１４に対する回転位相がθ_{ＥＶＣ＿Ｄ}に対応した値となるように、排気カムシャフト位相可変機構３３が作動する。

次に、上記ステップＳ６及びステップＳ７における上記吸気バルブ２１の開弁時期ＩＶＯの目標値θ_{ＩＶＯ＿Ｄ}、上記排気バルブ２２の閉弁時期ＥＶＣの目標値θ_{ＥＶＣ＿Ｄ}の具体的な算出方法すなわち吸気バルブ２１、排気バルブ２２の具体的な制御方法について説明する。

エンジン制御器１００は、吸排気バルブ２１，２２の開閉時期を制御するに際して、ピストン１５の上死点（ＴＤＣ）近傍で、吸気バルブ２１及び排気バルブ２２が共に開いた状態となるオーバーラップ期間（図８参照）を形成するように該各バルブ２１，２２を制御する。具体的には、エンジン制御器１００により排気バルブ２２の閉弁時期（以下、排気閉弁時期という）を吸気バルブ２１の開弁時期（以下、吸気開弁時期という）よりも遅らせることでオーバーラップ期間が形成される。

エンジン制御器１００は、エンジンの負荷状態によって吸気効率を最良とするオーバーラップ期間を設定するようになっていて、本実施形態では、エンジン負荷（要求エンジントルクＴＱ_Ｄ）が高くなるほどオーバーラップ期間を長くし、負荷が低くなるほどオーバーラップ期間を短くする（図８参照）。

具体的には、エンジン制御器１００は、エンジン負荷が増加する状況下（図１０における時刻ｔ１＜ｔ≦２））においては、オーバーラップ期間を延長するべく、排気閉弁時期を遅角させ且つ吸気開弁時期を進角させるオーバーラップ期間延長制御を実行する一方、エンジン負荷が減少する状況下（時刻ｔ４＜ｔ≦ｔ５）においては、オーバーラップ期間を短縮するべく、排気閉弁時期を進角させ且つ吸気開弁時期を遅角させるオーバーラップ期間短縮制御を実行する。尚、以下の説明において、上記オーバーラップ期間延長制御実行時における、排気閉弁時期を遅角させる際の遅角速度を「排気閉弁遅角速度」と呼び、吸気開弁時期を進角させる際の進角速度を「吸気開弁進角速度」と呼ぶ。また、上記オーバーラップ期間短縮制御実行時における、排気閉弁時期を進角させる際の進角速度を「排気閉弁進角速度」と呼び、吸気開弁時期を遅角させる際の遅角速度を「吸気開弁遅角速度」と呼ぶものとする。これらの進角／遅角速度は、吸気カムシャフト位相可変機構３２の電動モータ１５１の最大出力や、排気カムシャフト位相可変機構３３にて発生し得る油圧の最高圧力、及び機械系の許容振動等から決まる上限速度以下の範囲内で予め設定される。

図１０に示すように、本実施形態では、上記吸気開弁遅角速度（ラインＬ２の傾きの絶対値に相当）が上記吸気開弁進角速度（ラインＬ１の傾きの絶対値に相当）よりも大きく、且つ、上記排気閉弁遅角速度（ラインＬ３の傾きの絶対値に相当）と上記排気閉弁進角速度（ラインＬ４の傾きの絶対値に相当）とが略同速度となっている。また、吸気開弁進角速度（図中のラインＬ１参照）と排気閉弁遅角速度（図中のラインＬ３参照）とは略同速度となっている。

エンジン制御器１００は、エンジン負荷の増加傾向が終了した後にエンジン負荷が一定になっても（図１０における時刻ｔ２＜ｔ≦ｔ４の区間においても）、吸気開弁時期及び排気閉弁時期がそれぞれ、該エンジン負荷に応じた目標値θ_{ＩＶＯ＿Ｄ}（＝ＴＩ２）及び目標値θ_{ＥＶＣ＿Ｄ}（＝ＴＥ１）に達するまでは、吸気開弁時期の進角制御及び排気閉弁時期の遅角制御を続行する。

同様に、エンジン制御器１００は、エンジン負荷の減少傾向が終了した後にエンジン負荷が一定になっても（図１０における時刻ｔ５＜ｔの区間においても）、吸気開弁時期及び排気閉弁時期がそれぞれ、該エンジン負荷に応じた目標値θ_{ＩＶＯ＿Ｄ}（＝ＴＩ１）及び目標値θ_{ＥＶＣ＿Ｄ}（＝ＴＥ２）に達するまでは、吸気開弁時期の遅角制御及び排気閉弁時期の進角制御を続行する。

また、エンジン制御器１００は、吸気開弁時期及び排気閉弁時期がそれぞれの目標値θ_{ＩＶＯ＿Ｄ}及び目標値θ_{ＥＶＣ＿Ｄ}時期に達した後は、エンジン負荷Ｌが一定である限り（図１０における時刻ｔ３＜ｔ≦ｔ４の区間、及び、時刻ｔ６＜ｔの区間においては）、吸気開弁時期及び排気開弁時期を共に一定に保つように構成されている。

以上の如く上記実施形態では、エンジン制御器１００により各バルブ２１，２２の開閉時期制御を行うことで、ピストンの上死点（ＴＤＣ）近傍でオーバーラップ期間を設けるようするとともに、エンジン負荷が増加するにしたがって、このオーバーラップ期間を長くするようにしたから、要求エンジントルクＴＱ_Ｄが高い領域（高負荷運転領域）では、比較的長いオーバーラップ期間を設定して排気の慣性力により吸気を促進することができ、要求エンジントルクＴＱ_Ｄが低い領域（低負荷運転領域）では、比較的短いオーバーラップ期間を設定して排気の逆流による燃焼室に残留する既燃ガス量の増大を抑制することができて、高負荷及び低負荷運転領域の双方でエンジン１の運転効率を可及的に高めることが可能となる。

また、上記実施形態では、上記吸気開弁遅角速度（図１０のラインＬ２参照）を上記吸気開弁進角速度（図１０のラインＬ１参照）よりも速くしたから、オーバーラップ期間の短縮を高い応答性で素早く実行して、エンジン１が低負荷運転状態にあるときおける残留ガス量を確実に抑制することができる。

また、上記実施形態では、吸気バルブ２１の開閉時期制御に、リターンスプリング１１６を使用しないモータ式の可変バルブタイミング機構３２（吸気カムシャフト位相可変機構３２）を採用する一方、排気バルブ２２の開閉時期制御には、リターンスプリング１１６を使用した油圧式の可変バブルタイミング機構３３（排気カムシャフト位相可変機構３３）を採用するようにしたから、各可変バルブタイミング機構３２，３３の速度応答特性にマッチした無理のない構成で（換言すると、オイルポンプ２１１や電動モータ１５１の大型化による必要動力の増加を抑制しつつ）、上記オーバーラップ短縮制御及びオーバーラップ延長制御を実行することができる。

（他の実施形態）
本発明の構成は、上記実施形態に限定されるものではなく、それ以外の種々の構成を包含するものである。すなわち、上記実施形態では、排気閉弁遅角速度（図１０のラインＬ３参照）を吸気開弁進角速度（図１０のラインＬ１参照）と略同速度としているが、これに限ったものではなく、排気閉弁遅角速度を吸気開弁進角速度よりも速くしてもよい。こうすることで、オーバーラップ期間の短縮／延長応答性をより一層高めることができる。

また、上記実施形態では、排気閉弁遅角速度と排気閉弁進角速度とが略同速度とされているが、これに限ったものではなく、例えば、上記吸気開弁遅角速度と上記吸気開弁進角速度との差が、上記排気閉弁遅角速度と上記排気閉弁進角速度との差よりも大きくなる関係を有していればよい。

また、上記実施形態では、吸気カムシャフト位相可変機構３２は、吸気カムシャフト３１を進角側に付勢するリターンスプリングを有さない構成とされているが、リターンスプリングを設けるようにしてもよい。この場合、このリターンスプリングの付勢力を、排気カムシャフト位相可変機構３３が有するリターンスプリング１１６の付勢力よりも小さくすればよい。

本発明は、気筒内を往復摺動するピストンの上死点近傍において、該気筒の吸気弁及び排気弁が共に開いた状態となるオーバーラップ期間を設けるようにした内燃機関のバルブタイミング制御方法に有用であり、特に、低負荷運転時における運転効率の向上を図る場合に有用である。

本発明の実施形態に係るバルブタイミング制御方法が適用されるエンジンシステムの全体構成を示すブロック図である。吸気カムシャフト位相可変機構を示す、横断面図である。排気カムシャフト位相可変機構及び電磁ソレノイドバルブを示す、横断面図である。蓋部及びリターンスプリングを外した状態での排気カムシャフト位相可変機構の正面図である。吸気カムシャフト位相可変機構の応答速度特性を示すグラフである。排気カムシャフト位相可変機構の応答速度特性を示すグラフである。エンジン制御器におけるバルブタイミング制御処理を示すフローチャートである。エンジン要求負荷に応じた、オーバーラップ期間の大小を示す模式図である。ピストンの上死点付近における吸気バルブ及び排気バルブの開閉時期を示す図である。吸気バルブ及び排気バルブのバルブタイミング制御（開閉時期制御）を示すタイムチャートである。

符号の説明

１エンジン（内燃機関）
１１シリンダ（気筒）
１４クランクシャフト
１５ピストン
２１吸気バルブ（吸気弁）
２２排気バルブ（排気弁）
３１吸気カムシャフト
３２吸気カムシャフト位相可変機構（吸気弁開閉時期可変機構、
バルブタイミング可変手段）
３３排気カムシャフト位相可変機構（排気弁開閉時期可変機構、
バルブタイミング可変手段））
４１排気カムシャフト
１００エンジン制御器（制御手段）
１１６リターンスプリング（付勢手段）

Claims

気筒内を往復摺動するピストンの上死点近傍において、該気筒の吸気弁及び排気弁が共に開いた状態となるオーバラップ期間を設けるべく該排気弁の閉弁時期を該吸気弁の開弁時期よりも遅らせる内燃機関のバルブタイミング制御方法であって、
上記内燃機関の要求トルクが低下するにしたがって、上記吸気弁の開弁時期を所定の吸気開弁遅角速度で遅角させる一方上記排気弁の閉弁時期を所定の排気閉弁進角速度で進角させるオーバラップ期間短縮工程と、
上記内燃機関の要求トルクが増加するにしたがって、上記吸気弁の開弁時期を所定の吸気開弁進角速度で進角させる一方上記排気弁の閉弁時期を所定の排気閉弁遅角速度で遅角させるオーバラップ期間延長工程とを含み、
上記吸気開弁遅角速度が上記吸気開弁進角速度よりも大きく、且つ、両者の差が上記排気閉弁遅角速度と上記排気閉弁進角速度との差よりも大きいことを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御方法。
請求項１記載の内燃機関のバルブタイミング制御方法において、
上記排気閉弁遅角速度と上記排気閉弁進角速度とは略同速度であることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御方法。
クランクシャフトに同期して回転するカムシャフトに連動して開閉駆動される吸気弁及び排気弁が設けられた気筒内を往復動作するピストンの上死点近傍において、該吸気弁及び排気弁が共に開いた状態となるオーバーラップ期間を設定するべく該各弁の開閉時期を変更するバルブタイミング可変手段と、該バルブタイミング可変手段の作動を制御する制御手段とを備えた内燃機関システムであって、
上記バルブタイミング可変手段は、
上記吸気弁に連動する吸気カムシャフトの上記クランクシャフトに対する回転位相を変更することで、該吸気弁の開閉時期を可変とする吸気弁開閉時期可変機構と、
上記排気弁に連動する排気カムシャフトの上記クランクシャフトに対する回転位相を変更することで、該排気弁の開閉時期を可変とする排気弁開閉時期可変機構とを含んでおり、
上記制御手段は、上記両可変機構の作動を制御することで、
上記内燃機関の要求トルクが低下するにしたがって、上記吸気弁の開弁時期を所定の吸気開弁遅角速度で遅角させる一方上記排気弁の閉弁時期を所定の排気閉弁進角速度で進角させるオーバーラップ期間短縮制御と、
上記内燃機関の要求トルクが増加するにしたがって、上記吸気弁の開弁時期を所定の吸気開弁進角速度で進角させる一方上記排気弁の閉弁時期を所定の排気閉弁遅角速度で遅角させるオーバーラップ期間延長制御と、
を実行可能に構成されており、
上記吸気開弁遅角速度が上記吸気開弁進角速度よりも大きく、且つ、両者の差が上記排気閉弁進角速度と上記排気閉弁遅角速度との差よりも大きいことを特徴とする内燃機関システム。
請求項３記載の内燃機関システムにおいて、
上記排気弁開閉時期可変機構は、上記排気カムシャフトの回転位相を上記クランクシャフトに対して進角方向に付勢する付勢手段を有しており、
上記付勢手段の付勢力が、上記吸気弁開閉時期可変機構の有する、上記吸気カムシャフトの回転位相を上記クランクシャフトに対して進角方向に付勢する付勢力よりも大きいことを特徴とする内燃機関システム。
請求項３又は４記載の内燃機関システムにおいて、
上記排気閉弁遅角速度と上記排気閉弁進角速度とは略同速度であることを特徴とする内燃機関システム。