JP3826993B2

JP3826993B2 - Hydraulic control device for variable valve timing mechanism

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Publication number: JP3826993B2
Application number: JP2000227141A
Authority: JP
Inventors: 嘉人守谷
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2000-07-27
Filing date: 2000-07-27
Publication date: 2006-09-27
Anticipated expiration: 2021-09-27
Also published as: JP2001065373A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は内燃機関における吸気バルブ或いは排気バルブのバルブタイミングを可変にするために油圧によって駆動される可変バルブタイミング機構の油圧制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、この種の油圧駆動タイプのバルブ制御装置として、例えば特開昭５９−１２０７０７号公報に開示されたものが知られている。この従来のバルブ制御装置では、カムシャフトの一端部にエンジンのクランクシャフトに駆動連結されたスリーブ（タイミングプーリ）が設けられており、そのタイミングプーリとカムシャフトとの間にはリングピストン（リングギヤ）が介在されている。リングギヤはその内外周に設けられた歯の少なくとも一方がヘリカル歯となっており、リングギヤは軸方向への移動によってカムシャフトと相対回動可能となっている。又、リングギヤの軸方向一端側には、油圧ポンプ等からの油圧が油路を通じて供給されるようになっている。更に、その油圧に対抗するように、リングギヤの他端側には釣り合い用スプリングが設けられている。そして、油圧がリングギヤの一端側に加えられることにより、リングギヤがスプリングの付勢力に抗して軸方向へ動かされる。これより、カムシャフトにはタイミングプーリに対する捩じりが付与され、カムシャフトとタイミングプーリとの回転方向における位相（回転位相）が変更され、吸気バルブ或いは排気バルブの開閉タイミングが変更されてバルブオーバラップが制御される。
【０００３】
この従来のバルブ制御装置では、リングギヤに作用する油圧を制御するために油路の途中に電磁弁が設けられている。そして、その電磁弁がエンジンの各種駆動パラメータに基づいてコンピュータによりデューティ制御されるようになっている。従って、電磁弁がデューティ制御されることにより、そのデューティ周波数に同期して変動する油圧がリングギヤの軸方向一端側に加えられる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、前記従来のバルブ制御装置では、カムシャフトが回転駆動されているときに、そのカムシャフトの周期的なトルク変動の反力がリングギヤに入力されることから、リングギヤには周期的な軸方向の変動荷重（スラスト力）が加わっていた。又、ヘリカル歯を備えたリングギヤでは、その軸方向の動きに対して多少のフリクションを有するものであった。
【０００５】
従って、リングギヤのフリクションが相対的に小さい場合には、次のような問題があった。即ち、リングギヤの移動ストローク両端位置では、スプリングの付勢力或いは油圧力が最も大きいことから、リングギヤに加わる周期的なスラスト力の影響は極めて少ない。しかしながら、電磁弁のデューティ制御によりリングギヤが中間位置に保持される場合には、その位置がスプリングの付勢力と油圧力との釣り合いによって決定される。このため、その釣り合い状態でリングギヤに周期的なスラスト力が更に加わることにより、リングギヤの位置制御が不安定となる。よって、リングギヤが不用意に動いてヘリカル歯の摩耗やオイルシール摩耗、或いは機構自体の耐久性が損なわれるおそれがあった。
【０００６】
一方、リングギヤのフリクションが相対的に大きい場合には、次のような問題があった。即ち、リングギヤのフリクションはリングギヤの動きに対するヒステリシスとして存在する。従って、そのヒステリシスが大きい場合には、特にリングギヤを中間位置から移動させようとした場合に、その応答性に対して影響があった。例えば、リングギヤを僅かに移動させるために、リングギヤに加わる油圧を僅かに増減させた場合には、その油圧変化がヒステリシスの中に埋もれてしまうおそれがあった。よって、リングギヤの動き始めが遅くなり、その位置制御が非線形なものになり易かった。
【０００７】
この発明は前述した事情に鑑みてなされたものであって、その目的は、油圧によりバルブタイミングを可変にする可変バルブタイミング機構において、バルブタイミングを変更するに際しては迅速な作動応答性を確保することが可能であり、またバルブタイミングを所定のタイミングに保持するに際してはその安定化を図ることの可能な可変バルブタイミング機構の油圧制御装置を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するための手段及びその作用効果について以下に記載する。
この発明では、内燃機関のカムシャフトにより開閉駆動される吸排気用のバルブの少なくとも一方のバルブタイミングを油路を通じて供給される油圧に基づいて変更する可変バルブタイミング機構の油圧制御装置において、前記油路の途中に設けられ、前記油圧の供給を制御すべく開閉駆動される制御弁と、前記吸排気用のバルブを開閉駆動させる際に発生する前記カムシャフトのトルク変動周期と同期したデューティ周波数に基づいて前記制御弁をデューティ制御するデューティ制御手段とを備えるようにしている。
【０００９】
こうした構成によれば、制御弁の開閉周期をカムシャフトのトルク変動周期と同相で同期させた場合には、このカムシャフトのトルク変動に起因した周期的なスラスト力がデューティ周波数に合わせて周期的に変動する油圧力を増大させるようこれに上乗せされるため、バルブタイミングを変更するに際して迅速な作動応答性を確保することが可能になる。一方、制御弁の開閉周期をカムシャフトのトルク変動周期と逆相で同期させた場合には、上記デューティ周波数に合わせて周期的に変動する油圧力が上記カムシャフトのトルク変動に起因した周期的なスラスト力を打ち消すように作用するため、バルブタイミングを所定のタイミングに保持するに際してその安定化を図ることが可能になる。
【００１０】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
以下、この発明をガソリンエンジンに適用される可変バルブタイミング機構の油圧制御装置として具体化した第１実施形態を図１〜図６に基づいて詳細に説明する。
【００１１】
図１はこの実施形態の可変バルブタイミング機構（以下単に「ＶＶＴ」という）１とそのＶＶＴ１を駆動させるための油圧制御装置を示す概略構成図である。ＶＶＴ１は吸排気用のバルブを開閉するためのカムシャフト２を備え、カムシャフト２はそのカムジャーナル２ａにて図示しないエンジンのシリンダヘッド３に回転可能に支持されている。この実施形態では、エンジンにおいて図示しない吸気バルブ、排気バルブがそれぞれ別々のカムシャフトにより開閉駆動されるようになっており、そのうち上記のカムシャフト２は吸気バルブに対応している。
【００１２】
カムシャフト２の先端部上には、タイミングプーリ４がそのボス部４ａにて相対回転可能に装着されている。このタイミングプーリ４の外周には外歯４ｂが形成されており、同プーリ４の軸方向（同図の左右方向）一側には収容凹部４ｃが形成されている。又、その収容凹部４ｃを塞ぐように、カムシャフト２の先端にはキャップ５がボルト６により締付け固定されると共に、ノックピン７により回り止めされている。更に、収容凹部４ｃの開口端側とキャップ５の外周との間には、そのタイミングプーリ４に圧入固定されたアウタープレート８と、キャップ５に一体形成されたインナープレート９等とからなる緩衝用の周知の粘性継手（ビスカスカップリング）１０が設けられている。更に又、キャップ５とアウタープレート８との間、及びキャップ５とタイミングプーリ４との間には、それぞれシール部材１１が介在されている。
【００１３】
上記のタイミングプーリ４とカムシャフト２との間にはリングギヤ１２が介在され、両者４，２が連結されている。即ち、キャップ５により閉塞されたタイミングプーリ４の収容凹部４ｃには、リングギヤ１２が収容されている。このリングギヤ１２は、その内外周に設けられた歯１２ａ，１２ｂの両方がヘリカル歯になっている。又、リングギヤ１２の各歯１２ａ，１２ｂは、タイミングプーリ４のボス部４ａに形成された内歯４ｄと、キャップ５の内周に形成された内歯５ａとにそれぞれ噛み合わされている。この構成によって、リングギヤ１２が軸方向へ移動されることにより、同ギヤ１２がカムシャフト２と相対回動可能になっている。更に、タイミングプーリ４はその外歯４ｂに掛装されたタイミングベルト１３を介して、図示しないクランクシャフトに駆動連結されている。
【００１４】
従って、クランクシャフトの動力がタイミングベルト１３を介してタイミングプーリ４に伝達されることにより、リングギヤ１２で連結されたタイミングプーリ４とキャップ５とが一体的に回転されてカムシャフト２が回転駆動される。この時、リングギヤ１２が軸方向へ移動されることにより、カムシャフト２にタイミングプーリ４に対する捩じりが付与される。又、カムシャフト２に捩じりが付与される際に、リングギヤ１２のバックラッシに起因するガタツキは、ビスカスカップリング１０の作用によって緩衝され、異音の発生が抑えられる。
【００１５】
リングギヤ１２を油圧により駆動させるために、収容凹部４ｃにおいて、リングギヤ１２の軸方向一端側は、作動油による油圧が導入される加圧室１４となっている。又、同じく収容凹部４ｃにおいて、リングギヤ１２の他端側は、その油圧に対抗する釣り合い用のスプリング１５が収容されるスプリング室１６となっている。更に、加圧室１４に作動油による油圧を供給するために、シリンダヘッド３及びカムシャフト２には、互いに連通するヘッド油路１７及びシャフト油路１８がそれぞれ形成されている。
【００１６】
一方、タイミングプーリ４及びカムシャフト２の一部には、加圧室１４からスプリング室１６へ洩れ出た作動油を導出するための戻し油路１９，２０が形成されている。又、タイミングプーリ４の一端側において、同プーリ４とシリンダヘッド３との間にはシール部材２１が介在されており、それらタイミングプーリ４、シリンダヘッド３、カムシャフト２及びシール部材２１によって囲まれた空間が油回収室２２となっている。そして、その油回収室２２には戻し油路１９，２０が連通されている。更に、カムシャフト２の下方にて、シリンダヘッド３の一部には、油回収室２２にて回収された作動油をエンジンのオイルパン２３へ戻すための油戻し穴２４が形成されている。
【００１７】
尚、この実施形態では、内外周の各歯１２ａ，１２ｂの傾き角等によって決まるリングギヤ１２のフリクションが相対的に小さくなるように設定されている。この実施形態では、作動油としてエンジンの潤滑油が利用されている。即ち、潤滑油のための一系統の油圧回路を構成するオイルポンプ２５はエンジンに連動して駆動され、それによってオイルパン２３に貯留された潤滑油がオイルフィルタ２６を介して吸い上げられる。オイルポンプ２５とヘッド油路１７との間にはメイン油路２７が接続されており、そのメイン油路２７の途中には、ソレノイド式で三方式の制御弁２８が設けられている。この制御弁２８はデューティ制御されるものであり、その特性を図３のグラフに示す。このグラフからも分かるように、制御弁２８は入力指令値としてのデューティ比のある範囲内で、デューティ比に対する出力としての油圧が比例するようになっている。即ち、デューティ比のある範囲内では、デューティ比が増加するのに伴って油圧が増大するようになっている。そして、制御弁２８にて制御される油圧が増大することにより、カムシャフト２の回転位相が進角される。
【００１８】
従って、オイルポンプ２５の駆動中に、制御弁２８のオン・オフがデューティ制御されてメイン油路２７が周期的に開閉されることにより、オイルポンプ２５より吐出された潤滑油が作動油としてある油圧をもってヘッド油路１７へ供給される。ヘッド油路１７へ供給された作動油は、更にシャフト油路１８を通じて加圧室１４へと導入される。そして、その作動油の油圧によりリングギヤ１２がスプリング１５の付勢力に抗して軸方向の一方（同図の右方向）へ押圧される。これにより、カムシャフト２に捩じりが付与され、カムシャフト２のタイミングプーリ４に対する回転位相が変更される。その結果、吸気バルブの開閉タイミングが変えられ、吸気バルブと排気バルブとのバルブオーバラップが変更される。
【００１９】
一方、制御弁２８がオフされることにより、ヘッド油路１７への作動油の供給が遮断される。これにより、加圧室１４から油圧が抜け、リングギヤ１２がスプリング１５の付勢力によって軸方向の他方（同図の左方向）へ押圧されて戻される。これにより、カムシャフト２に逆の捩じりが付与され、カムシャフト２の回転位相が復帰変更される。その結果、吸気バルブの開閉タイミングが変えられてバルブオーバラップが変更される。この時、加圧室１４からスプリング室１６へ洩れ出た作動油は、戻し油路１９，２０を通じて油回収室２２へと導かれ、更に油戻し穴２４を通じてオイルパン２３へと戻される。
【００２０】
この実施形態では、制御弁２８が、デューティ制御手段を構成する電子制御装置（以下単に「ＥＣＵ」という）３１により、エンジンの運転状態に応じて制御されるようになっている。ＥＣＵ３１は中央処理装置（ＣＰＵ）と、所定の制御プログラム等を予め記憶したりＣＰＵの演算結果等を一時記憶したりする各種メモリ等と、これら各部と外部入力回路及び外部出力回路等とをバスによって接続した理論演算回路として構成されたものである。
【００２１】
エンジンの運転状態を検出する各種センサとして、図示しないエンジンの吸気通路にはその吸入空気量Ｑを検出するエアフローメータ３２が設けられている。又、エンジンのシリンダブロックにはその冷却水の温度（冷却水温）ＴＨＷを検出する水温センサ３３が設けられている。更に、排気バルブ側のＶＶＴ１を構成していないカムシャフト近傍には、そのカムシャフトの回転からクランクシャフトの回転を所定の角度間隔で検知し、エンジン回転数ＮＥを求めるためのクランク角信号ＣＡＳとして出力するクランク角センサ３４が設けられている。更に又、吸気バルブ側のＶＶＴ１を構成するカムシャフト２の基端部には、そのカムシャフト２の回転を所定の角度間隔で検知し、カム角基準信号ＣＢＳとして出力するカム角センサ３５が設けられている。このカム角センサ３５は、クランク角センサ３４との比較により進角値を算出すると共に、制御弁２８をオン・オフするための基準タイミングを算出するために設けられている。このカム角センサ３５は、カムシャフト２の回転に連動して回転されるタイミングロータ３６と、ピックアップコイル３７とから構成されている。タイミングロータ３６の外周には、カムシャフト２上の図示しないカム山の数に整合する複数の突起３６ａが形成されている。これら各突起３６ａは、各カム山により吸気バルブが開閉駆動される際にカムシャフト２で発生するトルク変動の周期に整合するように配置されている。この実施形態では、トルク変動のレベルが最低となる位置に整合するように各突起３６ａが配置されている。又、ピックアップコイル３７は各突起３６ａに対向して配置されている。そして、クランクシャフトの回転に伴ってタイミングロータ３６が回転されることにより、ピックアップコイル３７では各突起３６ａの通過が検知され、カム角信号ＣＢＳはトルク変動レベルが最低となる位置に整合するトリガパルスとして周期的に出力されるようになっている。
【００２２】
この実施形態では、ＥＣＵ３１の外部入力回路に前述したエアフローメータ３２、水温センサ３３、クランク角センサ３４及びカム角センサ３５がそれぞれ接続されている。又、ＥＣＵ３１の外部出力回路に制御弁２８が接続されている。そして、ＥＣＵ３１はＶＶＴ１によるバルブタイミング制御を司るために、エアフロメータ３２及び各センサ３３〜３５からの出力信号に基づきその時々のエンジン運転状態に応じた吸気バルブの開閉タイミングを決定し、制御弁２８を好適に駆動制御するようになっている。
【００２３】
次に、前述したＥＣＵ３１により実行されるバルブタイミング制御のための処理動作について説明する。図２のフローチャートはＥＣＵ７０により実行される「バルブタイミング制御ルーチン」を示しており、エンジンの運転中に所定時間毎の定時割り込みで実行される。
【００２４】
処理がこのルーチンへ移行すると、先ずステップ１０１において、エアフローメータ３２、水温センサ３３、クランク角センサ３４及びカム角センサ３５からの各出力信号に基づき、吸入空気量Ｑ、冷却水温ＴＨＷ、クランク角信号ＣＡＳ及びカム角信号ＣＢＳをそれぞれ読み込む。
【００２５】
続いて、ステップ１０２において、今回読み込まれた冷却水温ＴＨＷが所定の基準温度Ｔ０よりも高いか否かを判断する。ここで、冷却水温ＴＨＷが基準温度Ｔ０よりも高くない場合は、エンジンが充分に暖まっていない始動時であるものとして、そのままその後の処理を一旦終了する。
【００２６】
一方、ステップ１０２において、冷却水温ＴＨＷが基準温度Ｔ０よりも高い場合には、エンジンが充分に暖まった始動後であるものとしてステップ１０３へ移行し、ステップ１０３〜ステップ１０９の一連の処理を実行する。
【００２７】
即ち、先ずステップ１０３においては、今回読み込まれたクランク角信号ＣＡＳ及びカム角信号ＣＢＳに基づき、エンジン回転数ＮＥ及びカムシャフト２の現在進角値θ０を算出する。
【００２８】
次に、ステップ１０４において、今回読み込まれた吸入空気量Ｑ、今回算出されたエンジン回転数ＮＥに基づき、エンジンの負荷相当値Ｑ／Ｎを算出する。そして、ステップ１０５において、今回算出されたエンジン回転数ＮＥ及び負荷相当値Ｑ／Ｎに基づき、カムシャフト２の目標進角値θを算出する。この目標進角値θの算出は、図４に示すように、エンジン回転数ＮＥ及び負荷相当値Ｑ／Ｎに対する目標進角値θの関係を予め定めてなるマップを参照して行われる。
【００２９】
続いて、ステップ１０６においては、目標進角値θと現在進角値θ０との進角値偏差（θ−θ０）に基づき、今回のデューティ加算値Ｒを算出する。このデューティ加算値Ｒの算出は、図５に示すように、進角値偏差（θ−θ０）に対するデューティ加算値Ｒの関係を予め定めてなるマップを参照して行われる。
【００３０】
又、ステップ１０７において、前回求められたデューティ比ＲＢに今回求められたデューティ加算値Ｒを加算し、その結果を今回のデューティ比ＲＡとして設定する。
【００３１】
更に、ステップ１０８において、今回求められたエンジン回転数ＮＥ及びデューティ比ＲＡに基づき、制御弁２８をデューティ制御するための通電時間ＲＴを算出する。この通電時間ＲＴの算出は、エンジン回転数ＮＥ及びデューティ比ＲＡに対する通電時間ＲＴの関係を予め定めてなる図示しないマップを参照して行われる。
【００３２】
そして、ステップ１０９において、今回求められた通電時間ＲＴに基づき制御弁２８をデューティ制御する。この実施形態では、カムシャフト２で発生するトルク変動の周期に対して反転した位相で同期させたデューティ周波数に基づき通電時間ＲＴを制御弁２８のソレノイドへ出力し、その後の処理を一旦終了する。
【００３３】
以上のようにしてバルブタイミング制御の処理動作が実行される。ここで、この実施形態のバルブタイミング制御の作用を図６のタイムチャートに従って説明する。
【００３４】
このタイムチャートは、カムシャフト２で発生するトルク変動、それに起因するリングギヤ１２でのスラスト力、カム角センサ３５からのトリガパルス、制御弁２８のソレノイドに対する通電、リングギヤ１２に対する油圧、及び油圧力、スプリング力、スラスト力の合力の変化の関係を示している。
【００３５】
このタイムチャートからも分かるように、カムシャフト２のトルク変動は周期的に発生し、それに起因するリングギヤ１２のスラスト力は、トルク変動の周期に対して反転した周期で発生することになる。そして、制御弁２８のソレノイドでは、リングギヤ１２のスラスト力が最大となるタイミングに同期したトリガパルスを基準にして通電時間ＲＴの通電が開始される。その結果、リングギヤ１２に加わる油圧は、リングギヤ１２のスラスト力の周期に対して反転した周期をもって変動することになる。
【００３６】
従って、カムシャフト２の回転位相を最大限に進角させるべく制御弁２８がデューティ制御された場合には、加圧室１４に最大限の油圧が供給され、リングギヤ１２はスプリング１５の付勢力（スプリング力）に抗して図１の右端位置まで移動される。又、カムシャフト２の回転位相を最大限に遅角させるべく制御弁２８がオフされた場合には、加圧室１４に油圧が作用しない状態となり、リングギヤ１２はスプリング力によって図１の左端位置まで移動される。そして、このようにリングギヤ１２が右端位置或いは左端位置へ移動された状態では、リングギヤ１２にかかる油圧力或いはスプリング力が充分に大きいことから、リングギヤ１２にかかるスラスト力の有無にかかわらずリングギヤ１２は比較的安定した状態で位置保持される。
【００３７】
一方、カムシャフト２の回転位相を中程度に進角させるべく制御弁２８がデューティ制御された場合には、図１に示すように、リングギヤ１２は油圧とスプリング力との釣り合いによってその移動ストロークの中間位置に保持される。そして、この実施形態では、制御弁２８のデューティ制御が、カムシャフト２のトルク変動の周期に対し反転する位相で同期させたデューティ周波数に基づいて行われている。つまり、リングギヤ１２に加わる油圧力がスラスト力の周期に対して反転した周期で変動するように制御弁２８がデューティ制御される。このため、リングギヤ１２に周期的に加えられる油圧力が、カムシャフト２のトルク変動に起因してリングギヤ１２に周期的に付加されるスラスト力を打ち消し合うように作用することになる。
【００３８】
従って、この実施形態のように、リングギヤ１２のフリクションが相対的に小さい場合には、図６（ｆ）に実線で示すように、リングギヤ１２に作用する油圧力、スプリング力及びスラスト力の合力の変動幅が非常に小さなものとなり、リングギヤ１２のフリクション幅を越えることが無くなる。その作用は、同図に破線で示されるリングギヤ１２に一定の油圧を供給させた場合との比較からも明らかである。よって、カムシャフト２のトルク変動に起因するスラスト力によってリングギヤ１２が動かされることがなくなる。
【００３９】
その結果、リングギヤ１２を中間位置に保持させる場合には、その位置制御を安定化させることができる。更にその結果として、リングギヤ１２の不用意な動きを防止することができ、延いてはリングギヤ１２のヘリカル歯における摩耗や、そのオイルシール摩耗、或いはリングギヤ１２自体の耐久性の低下を防止することができる。
【００４０】
（第２実施形態）
次に、この発明における可変バルブタイミング機構の油圧制御装置を具体化した第２実施形態を図７及び図８に基づいて説明する。尚、この実施形態の構成は前記第１実施形態のそれと同じであるものとして、同一の構成部材には同一の符号を付して説明を省略し、以下に異なった点を中心に説明する。
【００４１】
この実施形態では、内外周の各歯１２ａ，１２ｂの傾き角度等によって決まるリングギヤ１２の軸方向におけるフリクションが相対的に大きくなるように設定されている。又、ＥＣＵ３１により実行されるバルブタイミング制御の処理動作について前記第１実施形態のそれと異なっている。即ち、図７のフローチャートはＥＣＵ７０により実行される「バルブタイミング制御ルーチン」を示しており、エンジンの運転中に所定時間毎の定時割り込みで実行される。
【００４２】
このフローチャートにおいて、ステップ２０１〜ステップ２０８の処理については、前記第１実施形態における図２のフローチャートの処理と同じであることから、説明を省略し、特に異なったステップ２０９の処理について説明する。
【００４３】
即ち、ステップ２０９においては、今回求められた通電時間ＲＴに基づき制御弁２８をデューティ制御する。この実施形態では、カムシャフト２のトルク変動の周期と同位相で同期させたデューティ周波数に基づき、通電時間ＲＴを制御弁２８のソレノイドへ出力し、その後の処理を一旦終了するのである。
【００４４】
ここで、この実施形態のバルブタイミング制御の作用を図６に準ずる図８のタイムチャートに従って説明する。このタイムチャートからも分かるように、カムシャフト２のトルク変動は周期的に発生し、それに起因するリングギヤ１２のスラスト力は、トルク変動の周期に対して反転した周期で発生することになる。そして、制御弁２８のソレノイドでは、リングギヤ１２のスラスト力が最大となるタイミングに同期したトリガパルスを基準にして通電時間ＲＴの通電が終了される。その結果、リングギヤ１２に加わる油圧力は、リングギヤ１２のスラスト力の周期と同位相の周期をもって変動することになる。
【００４５】
従って、カムシャフト２の回転位相を進角させるべく制御弁２８がデューティ制御された場合には、加圧室１４に油圧が供給され、リングギヤ１２はスプリング力に抗して図１の右方向へと移動される。そして、この実施形態では、制御弁２８のデューティ制御が、カムシャフト２のトルク変動周期と同位相で同期させたデューティ周波数に基づいて行われている。つまり、リングギヤ１２に加わる油圧力がスラスト力の周期と同位相の周期で変動するように制御弁２８がデューティ制御される。このため、カムシャフト２のトルク変動に起因したスラスト力がリングギヤ１２へ加えられ、リングギヤ１２に周期的に加えられる油圧力に上乗せされて付加される。
【００４６】
従って、この実施形態のように、リングギヤ１２のフリクションが相対的に大きい場合には、図８（ｆ）に実線で示すように、油圧力、スプリング力及びスラスト力の合力が、リングギヤ１２の軸方向の移動のために付与される。そして、その合力の変動幅はリングギヤ１２のフリクション幅とほぼ同等となる。その作用は、同図に破線で示されるリングギヤ１２に一定の油圧を供給させた場合との比較からも明らかである。
【００４７】
その結果、リングギヤ１２のフリクションが大きくても、リングギヤ１２を軸方向へ移動させるのに充分な合力が得られ、リングギヤ１２の移動応答性を向上させることができる。例えば、制御弁２８のデューティ制御によりリングギヤ１２にかかる油圧力を僅かに増減させた場合でも、その油圧変化がフリクションに起因するヒステリシスの中に埋もれてしまうことがなくなり、リングギヤ１２を迅速に動かすことができる。よって、リングギヤ１２の位置制御をより線形に近いかたちで行うことができ、ＶＶＴ１によりバルブタイミングを可変とする際の迅速な作動応答性を確保することができる。
【００４８】
尚、この発明は前記各実施形態に限定されるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲で構成の一部を適宜に変更して次のように実施することもできる。
（１）前記各実施形態では、リングギヤ１２の軸方向一端側に一系統の油圧回路を用いて油圧を供給することによりリングギヤ１２を移動させるようにしたが、リングギヤの軸方向両端に二系統の油圧回路を用いて油圧を供給することによりリングギヤを移動させるようにしてもよい。
【００４９】
（２）前記各実施形態では、吸気バルブの開閉タイミングのみを可変とするＶＶＴ１を設けたが、排気バルブの開閉タイミングのみを可変とするＶＶＴや吸気バルブ及び排気バルブの両方の開閉タイミングをそれぞれ可変とするＶＶＴを設けることもできる。
【００５０】
（３）前記各実施形態では、ＶＶＴ１の油圧制御装置をガソリンエンジンに具体化したが、ＶＶＴの油圧制御装置をディーゼルエンジンに具体化することもできる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態における可変バルブタイミング機構と同機構を駆動させるための油圧制御装置を示す概略構成図。
【図２】第１実施形態において、ＥＣＵにより実行される「バルブタイミング制御ルーチン」を示すフローチャート。
【図３】第１実施形態においてデューティ制御される制御弁の特性を示し、デューティ比に対する油圧の関係を示すグラフ。
【図４】第１実施形態において、エンジン回転数及び負荷相当値に対する目標進角値の関係を示すマップ。
【図５】第１実施形態において、目標進角値と現在進角値との進角値偏差に対するデューティ加算値との関係を示すマップ。
【図６】第１実施形態において、カムシャフトのトルク変動、リングギヤのスラスト力、カム角センサのトリガパルス、制御弁のソレノイドに対する通電、リングギヤに対する油圧、及び油圧力、スプリング力、スラスト力の合力の変化の関係を示すタイムチャート。
【図７】第２実施形態において、ＥＣＵにより実行される「バルブタイミング制御ルーチン」を示すフローチャート。
【図８】第２実施形態において、カムシャフトのトルク変動、リングギヤのスラスト力、カム角センサのトリガパルス、制御弁のソレノイドに対する通電、リングギヤに対する油圧、及び油圧力、スプリング力、スラスト力の合力の変化の関係を示すタイムチャート。
【符号の説明】
２…カムシャフト、３…シリンダヘッド、４…タイミングプーリ、１２…リングギヤ、１２ａ，１２ｂ…歯、１７…ヘッド油路、１８…シャフト油路、２７…メイン油路、２８…制御弁、３１…デューティ制御手段を構成するＥＣＵ。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for a variable valve timing mechanism that is driven by hydraulic pressure to vary the valve timing of an intake valve or an exhaust valve in an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as this type of hydraulic drive type valve control device, for example, one disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 59-120707 is known. In this conventional valve control device, a sleeve (timing pulley) that is connected to the crankshaft of the engine is provided at one end of the camshaft, and a ring piston (ring gear) is provided between the timing pulley and the camshaft. Is intervened. In the ring gear, at least one of the teeth provided on the inner and outer periphery thereof is a helical tooth, and the ring gear is rotatable relative to the camshaft by movement in the axial direction. Further, hydraulic pressure from a hydraulic pump or the like is supplied to one end side of the ring gear in the axial direction through an oil passage. Further, a counterspring is provided on the other end side of the ring gear so as to counteract the hydraulic pressure. Then, when the hydraulic pressure is applied to one end side of the ring gear, the ring gear is moved in the axial direction against the urging force of the spring. As a result, the camshaft is twisted with respect to the timing pulley, the phase (rotation phase) in the rotational direction of the camshaft and the timing pulley is changed, and the opening / closing timing of the intake valve or the exhaust valve is changed, resulting in valve overflow. The wrap is controlled.
[0003]
In this conventional valve control device, an electromagnetic valve is provided in the middle of the oil passage in order to control the hydraulic pressure acting on the ring gear. The electromagnetic valve is duty-controlled by a computer based on various drive parameters of the engine. Therefore, when the solenoid valve is duty-controlled, a hydraulic pressure that varies in synchronization with the duty frequency is applied to one axial end of the ring gear.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional valve control device, when the camshaft is driven to rotate, the reaction force of the periodic torque fluctuation of the camshaft is input to the ring gear. Variable load (thrust force) was applied. Further, the ring gear having helical teeth has some friction with respect to the movement in the axial direction.
[0005]
Therefore, when the friction of the ring gear is relatively small, there are the following problems. That is, since the biasing force or the hydraulic pressure of the spring is the largest at both ends of the moving stroke of the ring gear, the influence of the periodic thrust force applied to the ring gear is extremely small. However, when the ring gear is held at the intermediate position by duty control of the solenoid valve, the position is determined by the balance between the spring biasing force and the oil pressure. For this reason, when a periodic thrust force is further applied to the ring gear in the balanced state, the position control of the ring gear becomes unstable. Therefore, the ring gear may move inadvertently, and the helical teeth and oil seals may be worn, or the durability of the mechanism itself may be impaired.
[0006]
On the other hand, when the ring gear friction is relatively large, there are the following problems. That is, the ring gear friction exists as hysteresis with respect to the movement of the ring gear. Therefore, when the hysteresis is large, the response is affected particularly when the ring gear is moved from the intermediate position. For example, when the hydraulic pressure applied to the ring gear is slightly increased or decreased in order to move the ring gear slightly, the hydraulic pressure change may be buried in the hysteresis. Therefore, the beginning of the movement of the ring gear becomes slow, and its position control tends to be non-linear.
[0007]
The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object of the present invention is to ensure quick operation responsiveness when changing the valve timing in a variable valve timing mechanism that makes the valve timing variable by hydraulic pressure. It is another object of the present invention to provide a hydraulic control device for a variable valve timing mechanism that can stabilize the valve timing at a predetermined timing.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
The means for achieving the above object and the effects thereof will be described below.
According to the present invention, in the hydraulic control device for a variable valve timing mechanism that changes the valve timing of at least one of the intake and exhaust valves driven to open and close by the camshaft of the internal combustion engine based on the hydraulic pressure supplied through the oil passage, A control valve provided in the middle of the path and driven to open and close to control the supply of hydraulic pressure, and a duty frequency synchronized with a torque fluctuation cycle of the camshaft generated when the intake and exhaust valves are driven to open and close And a duty control means for duty-controlling the control valve.
[0009]
According to such a configuration, when the control valve opening / closing cycle is synchronized in phase with the camshaft torque fluctuation cycle, the periodic thrust force due to the camshaft torque fluctuation is periodically adjusted to the duty frequency. Therefore, when the valve timing is changed, it is possible to ensure quick operation response. On the other hand, when the control valve opening / closing cycle is synchronized with the camshaft torque fluctuation cycle in the opposite phase, the oil pressure that fluctuates periodically in accordance with the duty frequency is periodically caused by the camshaft torque fluctuation. Therefore, it is possible to stabilize the valve timing when the valve timing is maintained at a predetermined timing.
[0010]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(First embodiment)
Hereinafter, a first embodiment in which the present invention is embodied as a hydraulic control device for a variable valve timing mechanism applied to a gasoline engine will be described in detail with reference to FIGS.
[0011]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a variable valve timing mechanism (hereinafter simply referred to as “VVT”) 1 of this embodiment and a hydraulic control device for driving the VVT 1. The VVT 1 includes a camshaft 2 for opening and closing a valve for intake and exhaust, and the camshaft 2 is rotatably supported by a cylinder head 3 of an engine (not shown) by a cam journal 2a. In this embodiment, an intake valve and an exhaust valve (not shown) in the engine are driven to open and close by separate camshafts, of which the camshaft 2 corresponds to the intake valve.
[0012]
A timing pulley 4 is mounted on the tip of the camshaft 2 so as to be relatively rotatable at its boss 4a. Outer teeth 4 b are formed on the outer periphery of the timing pulley 4, and an accommodation recess 4 c is formed on one side of the pulley 4 in the axial direction (left-right direction in the figure). Further, a cap 5 is fastened and fixed to the front end of the camshaft 2 by a bolt 6 and is prevented from rotating by a knock pin 7 so as to close the housing recess 4c. Further, between the opening end side of the housing recess 4 c and the outer periphery of the cap 5, there is a buffer for the outer plate 8 that is press-fitted and fixed to the timing pulley 4 and an inner plate 9 that is integrally formed with the cap 5. A known viscous joint (viscous coupling) 10 is provided. Further, seal members 11 are interposed between the cap 5 and the outer plate 8 and between the cap 5 and the timing pulley 4, respectively.
[0013]
A ring gear 12 is interposed between the timing pulley 4 and the camshaft 2, and both 4 and 2 are connected. That is, the ring gear 12 is housed in the housing recess 4 c of the timing pulley 4 closed by the cap 5. In the ring gear 12, both teeth 12a and 12b provided on the inner and outer circumferences are helical teeth. The teeth 12 a and 12 b of the ring gear 12 are meshed with internal teeth 4 d formed on the boss 4 a of the timing pulley 4 and internal teeth 5 a formed on the inner periphery of the cap 5. With this configuration, the ring gear 12 is moved in the axial direction, so that the gear 12 can rotate relative to the camshaft 2. Further, the timing pulley 4 is drivably coupled to a crankshaft (not shown) via a timing belt 13 that is hung on the outer teeth 4b.
[0014]
Therefore, the power of the crankshaft is transmitted to the timing pulley 4 via the timing belt 13, whereby the timing pulley 4 and the cap 5 connected by the ring gear 12 are rotated integrally, and the camshaft 2 is driven to rotate. The At this time, the ring gear 12 is moved in the axial direction, so that the camshaft 2 is twisted with respect to the timing pulley 4. Further, when torsion is applied to the camshaft 2, rattling caused by the backlash of the ring gear 12 is buffered by the action of the viscous coupling 10, and the generation of abnormal noise is suppressed.
[0015]
In order to drive the ring gear 12 by hydraulic pressure, in the housing recess 4c, one end in the axial direction of the ring gear 12 is a pressurizing chamber 14 into which hydraulic pressure by hydraulic oil is introduced. Similarly, in the accommodation recess 4c, the other end side of the ring gear 12 is a spring chamber 16 in which a balance spring 15 that opposes the hydraulic pressure is accommodated. Further, a head oil passage 17 and a shaft oil passage 18 communicating with each other are formed in the cylinder head 3 and the camshaft 2 in order to supply hydraulic pressure to the pressurizing chamber 14 with hydraulic oil.
[0016]
On the other hand, return oil passages 19 and 20 are formed in part of the timing pulley 4 and the camshaft 2 for leading hydraulic oil leaking from the pressurizing chamber 14 to the spring chamber 16. A seal member 21 is interposed between the pulley 4 and the cylinder head 3 on one end side of the timing pulley 4, and is surrounded by the timing pulley 4, the cylinder head 3, the camshaft 2, and the seal member 21. This space is an oil recovery chamber 22. The oil recovery chamber 22 is connected to return oil passages 19 and 20. Further, an oil return hole 24 for returning the hydraulic oil recovered in the oil recovery chamber 22 to the oil pan 23 of the engine is formed in a part of the cylinder head 3 below the camshaft 2.
[0017]
In this embodiment, the friction of the ring gear 12 determined by the inclination angles of the inner and outer teeth 12a and 12b is set to be relatively small. In this embodiment, engine lubricating oil is used as hydraulic oil. That is, the oil pump 25 constituting a single hydraulic circuit for the lubricating oil is driven in conjunction with the engine, whereby the lubricating oil stored in the oil pan 23 is sucked up through the oil filter 26. A main oil passage 27 is connected between the oil pump 25 and the head oil passage 17, and a solenoid type three-type control valve 28 is provided in the middle of the main oil passage 27. The control valve 28 is duty-controlled, and its characteristics are shown in the graph of FIG. As can be seen from this graph, the control valve 28 is configured such that the hydraulic pressure as the output is proportional to the duty ratio within a certain range of the duty ratio as the input command value. That is, within a certain range of the duty ratio, the hydraulic pressure increases as the duty ratio increases. As the hydraulic pressure controlled by the control valve 28 increases, the rotational phase of the camshaft 2 is advanced.
[0018]
Accordingly, during the operation of the oil pump 25, the on / off of the control valve 28 is duty controlled and the main oil passage 27 is periodically opened and closed, so that the lubricating oil discharged from the oil pump 25 is used as the working oil. The oil is supplied to the head oil passage 17 with hydraulic pressure. The hydraulic oil supplied to the head oil passage 17 is further introduced into the pressurizing chamber 14 through the shaft oil passage 18. Then, the ring gear 12 is pressed against one of the axial directions (the right direction in the figure) against the urging force of the spring 15 by the hydraulic pressure of the hydraulic oil. As a result, torsion is applied to the camshaft 2 and the rotational phase of the camshaft 2 relative to the timing pulley 4 is changed. As a result, the opening / closing timing of the intake valve is changed, and the valve overlap between the intake valve and the exhaust valve is changed.
[0019]
On the other hand, when the control valve 28 is turned off, the supply of hydraulic oil to the head oil passage 17 is shut off. As a result, the hydraulic pressure is released from the pressurizing chamber 14, and the ring gear 12 is pressed and returned to the other axial direction (leftward in the figure) by the urging force of the spring 15. As a result, reverse torsion is applied to the camshaft 2, and the rotational phase of the camshaft 2 is returned and changed. As a result, the opening / closing timing of the intake valve is changed to change the valve overlap. At this time, the hydraulic oil leaking from the pressurizing chamber 14 to the spring chamber 16 is guided to the oil recovery chamber 22 through the return oil passages 19 and 20, and is further returned to the oil pan 23 through the oil return hole 24.
[0020]
In this embodiment, the control valve 28 is controlled by an electronic control device (hereinafter simply referred to as “ECU”) 31 constituting a duty control means in accordance with the operating state of the engine. The ECU 31 buses a central processing unit (CPU), various memories that store a predetermined control program and the like in advance and temporarily stores the calculation results of the CPU, etc., and these units, an external input circuit, an external output circuit, and the like. It is configured as a theoretical arithmetic circuit connected by.
[0021]
As various sensors for detecting the operating state of the engine, an air flow meter 32 for detecting the intake air amount Q is provided in an intake passage (not shown) of the engine. The engine cylinder block is provided with a water temperature sensor 33 for detecting the temperature (cooling water temperature) THW of the cooling water. Further, in the vicinity of the camshaft not constituting the VVT 1 on the exhaust valve side, the rotation of the crankshaft is detected from the rotation of the camshaft at a predetermined angular interval, and as a crank angle signal CAS for obtaining the engine speed NE. An output crank angle sensor 34 is provided. Furthermore, a cam angle sensor 35 that detects the rotation of the camshaft 2 at a predetermined angular interval and outputs it as a cam angle reference signal CBS is provided at the base end portion of the camshaft 2 constituting the VVT 1 on the intake valve side. It has been. The cam angle sensor 35 is provided for calculating an advance value by comparison with the crank angle sensor 34 and for calculating a reference timing for turning the control valve 28 on and off. The cam angle sensor 35 includes a timing rotor 36 that rotates in conjunction with the rotation of the camshaft 2 and a pickup coil 37. On the outer periphery of the timing rotor 36, a plurality of protrusions 36a that match the number of cam peaks (not shown) on the camshaft 2 are formed. Each of the protrusions 36a is arranged so as to match the cycle of torque fluctuation generated in the camshaft 2 when the intake valve is driven to open and close by each cam crest. In this embodiment, each protrusion 36a is arranged so as to be aligned with the position where the level of torque fluctuation is the lowest. The pickup coil 37 is disposed so as to face each protrusion 36a. When the timing rotor 36 is rotated with the rotation of the crankshaft, the pickup coil 37 detects the passage of each protrusion 36a, and the cam angle signal CBS is a trigger pulse that matches the position where the torque fluctuation level is minimum. Are output periodically.
[0022]
In this embodiment, the air flow meter 32, the water temperature sensor 33, the crank angle sensor 34, and the cam angle sensor 35 are connected to the external input circuit of the ECU 31, respectively. A control valve 28 is connected to the external output circuit of the ECU 31. The ECU 31 determines the opening / closing timing of the intake valve in accordance with the engine operating state at that time based on the output signals from the air flow meter 32 and the sensors 33 to 35 in order to control the valve timing control by the VVT 1. Is suitably driven and controlled.
[0023]
Next, a processing operation for valve timing control executed by the ECU 31 described above will be described. The flowchart of FIG. 2 shows a “valve timing control routine” executed by the ECU 70, and is executed by a scheduled interruption every predetermined time during the operation of the engine.
[0024]
When the processing shifts to this routine, first, in step 101, based on the output signals from the air flow meter 32, the water temperature sensor 33, the crank angle sensor 34, and the cam angle sensor 35, the intake air amount Q, the coolant temperature THW, and the crank angle signal. CAS and cam angle signal CBS are read.
[0025]
Subsequently, in step 102, it is determined whether or not the coolant temperature THW read this time is higher than a predetermined reference temperature T0. Here, if the coolant temperature THW is not higher than the reference temperature T0, it is assumed that the engine is not sufficiently warmed at the time of start, and the subsequent processing is temporarily terminated.
[0026]
On the other hand, if the cooling water temperature THW is higher than the reference temperature T0 in step 102, it is determined that the engine has been sufficiently warmed and the process proceeds to step 103, and a series of processing from step 103 to step 109 is executed. .
[0027]
That is, first, in step 103, the engine speed NE and the current advance value θ0 of the camshaft 2 are calculated based on the crank angle signal CAS and the cam angle signal CBS read this time.
[0028]
Next, at step 104, an engine load equivalent value Q / N is calculated based on the intake air amount Q read this time and the engine speed NE calculated this time. In step 105, the target advance angle value θ of the camshaft 2 is calculated based on the engine speed NE and the load equivalent value Q / N calculated this time. The calculation of the target advance value θ is performed with reference to a map in which the relationship of the target advance value θ with respect to the engine speed NE and the load equivalent value Q / N is predetermined as shown in FIG.
[0029]
Subsequently, in step 106, the current duty addition value R is calculated based on the advance value deviation (θ−θ0) between the target advance value θ and the current advance value θ0. The calculation of the duty addition value R is performed with reference to a map in which the relationship of the duty addition value R with respect to the advance value deviation (θ−θ0) is determined as shown in FIG.
[0030]
In step 107, the duty addition value R obtained this time is added to the duty ratio RB obtained last time, and the result is set as the current duty ratio RA.
[0031]
Further, in step 108, an energization time RT for duty-controlling the control valve 28 is calculated based on the engine speed NE and the duty ratio RA obtained this time. The calculation of the energization time RT is performed with reference to a map (not shown) in which the relationship between the energization time RT with respect to the engine speed NE and the duty ratio RA is determined in advance.
[0032]
In step 109, the control valve 28 is duty-controlled based on the energization time RT obtained this time. In this embodiment, the energization time RT is output to the solenoid of the control valve 28 based on the duty frequency synchronized with the phase reversed with respect to the period of torque fluctuation generated in the camshaft 2, and the subsequent processing is temporarily terminated.
[0033]
As described above, the processing operation of the valve timing control is executed. Here, the operation of the valve timing control of this embodiment will be described according to the time chart of FIG.
[0034]
This time chart shows the torque fluctuation generated in the camshaft 2, the thrust force in the ring gear 12 resulting therefrom, the trigger pulse from the cam angle sensor 35, the energization to the solenoid of the control valve 28, the oil pressure to the ring gear 12, and the oil pressure, This shows the relationship between changes in the resultant force of spring force and thrust force.
[0035]
As can be seen from this time chart, the torque fluctuation of the camshaft 2 is periodically generated, and the thrust force of the ring gear 12 resulting therefrom is generated at a cycle reversed with respect to the cycle of the torque fluctuation. The solenoid of the control valve 28 starts energization for the energization time RT with reference to the trigger pulse synchronized with the timing at which the thrust force of the ring gear 12 becomes maximum. As a result, the hydraulic pressure applied to the ring gear 12 fluctuates with a cycle that is reversed with respect to the cycle of the thrust force of the ring gear 12.
[0036]
Therefore, when the control valve 28 is duty-controlled to maximize the rotational phase of the camshaft 2, the maximum hydraulic pressure is supplied to the pressurizing chamber 14, and the ring gear 12 is biased by the spring 15 ( 1 to the right end position in FIG. When the control valve 28 is turned off to retard the rotational phase of the camshaft 2 as much as possible, the hydraulic pressure is not applied to the pressurizing chamber 14, and the ring gear 12 is moved to the left end position in FIG. Moved to. When the ring gear 12 is moved to the right end position or the left end position in this manner, the oil pressure or spring force applied to the ring gear 12 is sufficiently large. The position is maintained in a relatively stable state.
[0037]
On the other hand, when the control valve 28 is duty-controlled so as to advance the rotational phase of the camshaft 2 to an intermediate angle, as shown in FIG. Held in an intermediate position. In this embodiment, the duty control of the control valve 28 is performed based on the duty frequency that is synchronized with the phase that is reversed with respect to the torque fluctuation cycle of the camshaft 2. That is, the control valve 28 is duty-controlled so that the oil pressure applied to the ring gear 12 fluctuates in a cycle that is reversed with respect to the cycle of the thrust force. For this reason, the oil pressure periodically applied to the ring gear 12 acts so as to cancel out the thrust force periodically applied to the ring gear 12 due to the torque fluctuation of the camshaft 2.
[0038]
Accordingly, when the friction of the ring gear 12 is relatively small as in this embodiment, the resultant force of the oil pressure, the spring force and the thrust force acting on the ring gear 12 as shown by the solid line in FIG. The fluctuation range becomes very small, and the friction width of the ring gear 12 is not exceeded. The effect is also apparent from a comparison with the case where a constant hydraulic pressure is supplied to the ring gear 12 indicated by a broken line in FIG. Therefore, the ring gear 12 is not moved by the thrust force resulting from the torque fluctuation of the camshaft 2.
[0039]
As a result, when the ring gear 12 is held at the intermediate position, the position control can be stabilized. Further, as a result, inadvertent movement of the ring gear 12 can be prevented, and further, wear on the helical teeth of the ring gear 12, oil seal wear, or deterioration of the durability of the ring gear 12 itself can be prevented. it can.
[0040]
(Second Embodiment)
Next, a second embodiment in which a hydraulic control device for a variable valve timing mechanism according to the present invention is embodied will be described with reference to FIGS. Note that the configuration of this embodiment is the same as that of the first embodiment, the same components are denoted by the same reference numerals, description thereof is omitted, and different points are mainly described below.
[0041]
In this embodiment, the friction in the axial direction of the ring gear 12 determined by the inclination angles of the inner and outer teeth 12a and 12b is set to be relatively large. Further, the processing operation of the valve timing control executed by the ECU 31 is different from that of the first embodiment. That is, the flowchart of FIG. 7 shows a “valve timing control routine” executed by the ECU 70, and is executed by a scheduled interruption every predetermined time during the operation of the engine.
[0042]
In this flowchart, the processing of step 201 to step 208 is the same as the processing of the flowchart of FIG.
[0043]
That is, in step 209, the control valve 28 is duty-controlled based on the energization time RT obtained this time. In this embodiment, the energization time RT is output to the solenoid of the control valve 28 based on the duty frequency synchronized in the same phase as the torque fluctuation cycle of the camshaft 2, and the subsequent processing is temporarily terminated.
[0044]
Here, the operation of the valve timing control of this embodiment will be described with reference to the time chart of FIG. 8 according to FIG. As can be seen from this time chart, the torque fluctuation of the camshaft 2 is periodically generated, and the thrust force of the ring gear 12 resulting therefrom is generated at a cycle reversed with respect to the cycle of the torque fluctuation. Then, in the solenoid of the control valve 28, the energization of the energization time RT is terminated with reference to the trigger pulse synchronized with the timing at which the thrust force of the ring gear 12 becomes maximum. As a result, the oil pressure applied to the ring gear 12 fluctuates with a period in phase with the period of the thrust force of the ring gear 12.
[0045]
Accordingly, when the control valve 28 is duty-controlled to advance the rotational phase of the camshaft 2, the hydraulic pressure is supplied to the pressurizing chamber 14, and the ring gear 12 moves to the right in FIG. 1 against the spring force. And moved. In this embodiment, the duty control of the control valve 28 is performed based on the duty frequency synchronized in the same phase as the torque fluctuation cycle of the camshaft 2. That is, the control valve 28 is duty-controlled so that the oil pressure applied to the ring gear 12 fluctuates in a cycle having the same phase as the cycle of the thrust force. For this reason, the thrust force resulting from the torque fluctuation of the camshaft 2 is applied to the ring gear 12 and added to the oil pressure periodically applied to the ring gear 12.
[0046]
Therefore, when the friction of the ring gear 12 is relatively large as in this embodiment, the resultant force of the oil pressure, the spring force and the thrust force is the shaft of the ring gear 12 as shown by the solid line in FIG. Granted for direction movement. Then, the fluctuation range of the resultant force is substantially equal to the friction width of the ring gear 12. The effect is also apparent from a comparison with the case where a constant hydraulic pressure is supplied to the ring gear 12 indicated by a broken line in FIG.
[0047]
As a result, even if the friction of the ring gear 12 is large, a resultant force sufficient to move the ring gear 12 in the axial direction can be obtained, and the movement responsiveness of the ring gear 12 can be improved. For example, even when the oil pressure applied to the ring gear 12 is slightly increased or decreased by duty control of the control valve 28, the hydraulic pressure change is not buried in the hysteresis caused by friction, and the ring gear 12 is moved quickly. Can do. Therefore, the position control of the ring gear 12 can be performed in a more linear manner, and quick operation responsiveness when the valve timing is made variable by the VVT 1 can be ensured.
[0048]
The present invention is not limited to the above-described embodiments, and can be implemented as follows by appropriately changing a part of the configuration without departing from the spirit of the invention.
(1) In each of the above embodiments, the ring gear 12 is moved by supplying hydraulic pressure to one end side in the axial direction of the ring gear 12 using a single hydraulic circuit. The ring gear may be moved by supplying hydraulic pressure using a hydraulic circuit.
[0049]
(2) In each of the above embodiments, the VVT 1 that changes only the opening / closing timing of the intake valve is provided. However, the opening / closing timing of both the VVT that changes only the opening / closing timing of the exhaust valve and the intake valve and the exhaust valve can be changed. VVT can also be provided.
[0050]
(3) In each of the above embodiments, the VVT hydraulic control device is embodied in a gasoline engine, but the VVT hydraulic control device may be embodied in a diesel engine.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a hydraulic control device for driving the variable valve timing mechanism and the mechanism in the first embodiment.
FIG. 2 is a flowchart showing a “valve timing control routine” executed by the ECU in the first embodiment.
FIG. 3 is a graph showing the characteristic of a control valve that is duty-controlled in the first embodiment and showing the relationship of the hydraulic pressure with respect to the duty ratio.
FIG. 4 is a map showing a relationship between a target advance value and an engine speed and a load equivalent value in the first embodiment.
FIG. 5 is a map showing a relationship between a duty advance value and a lead angle deviation between a target advance value and a current advance value in the first embodiment.
6 shows cam shaft torque fluctuation, ring gear thrust force, cam angle sensor trigger pulse, control valve solenoid energization, ring gear hydraulic pressure, and the combined force of oil pressure, spring force, and thrust force in the first embodiment. Time chart showing the relationship of changes.
FIG. 7 is a flowchart showing a “valve timing control routine” executed by the ECU in the second embodiment.
8 shows cam shaft torque fluctuation, ring gear thrust force, cam angle sensor trigger pulse, energization to control valve solenoid, oil pressure on ring gear, and resultant force of oil pressure, spring force and thrust force in the second embodiment. Time chart showing the relationship of changes.
[Explanation of symbols]
2 ... camshaft, 3 ... cylinder head, 4 ... timing pulley, 12 ... ring gear, 12a, 12b ... teeth, 17 ... head oil passage, 18 ... shaft oil passage, 27 ... main oil passage, 28 ... control valve, 31 ... ECU which constitutes duty control means.

Claims

In a hydraulic control device for a variable valve timing mechanism that changes the valve timing of at least one of intake and exhaust valves driven to open and close by a camshaft of an internal combustion engine based on the hydraulic pressure supplied through an oil passage,
A control valve provided in the middle of the oil passage and driven to open and close to control the supply of the hydraulic pressure;
A variable valve comprising duty control means for duty-controlling the control valve based on a duty frequency synchronized with a torque fluctuation cycle of the camshaft generated when the intake / exhaust valve is driven to open and close Hydraulic control device for timing mechanism.