JP4026361B2

JP4026361B2 - Variable valve timing control device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP4026361B2
Application number: JP2001372258A
Authority: JP
Inventors: 大治磯部
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2001-12-06
Filing date: 2001-12-06
Publication date: 2007-12-26
Anticipated expiration: 2021-12-06
Also published as: JP2003172160A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、複数の気筒群（複数のバンク）から成る内燃機関の各気筒群のバルブタイミングを制御する内燃機関の可変バルブタイミング制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
現在実用化されている車両用の内燃機関（以下「エンジン」という）の気筒配列の種類は、直列型、Ｖ型、水平対向型（Ｈ型）に分類される。全気筒を一列に配列した直列型エンジンは、エンジン全長が長くなるため、６気筒以上の多気筒エンジンでは、エンジン全長を短くして車両への搭載性を向上させるために、全気筒を左右２つのバンク（気筒群）に分けてＶ字型に配列したＶ型エンジンを採用する場合が多くなってきている。Ｖ型や水平対向型のＤＯＨＣエンジンは、左右のバンクにそれぞれ吸気／排気のカム軸を設けた構成となっているため、例えば吸気バルブのバルブタイミング制御を行う場合は、各バンク毎にそれぞれ可変バルブタイミング機構を吸気側のカム軸に搭載し、各バンク毎に吸気バルブのバルブタイミングを制御するようにしている。
【０００３】
このような可変バルブタイミング機構付きのエンジンは、可変バルブタイミング機構でカム軸の回転位相を進角／遅角させることで、バルブタイミングを進角／遅角させるようにしているが、可変バルブタイミング機構で回転位相が調整されるカム軸は、吸気バルブ（又は排気バルブ）を駆動する他、筒内噴射式エンジンの場合は、燃料タンク内の燃料を燃料噴射弁側へ高圧で圧送する高圧燃料ポンプも駆動するようになっている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上述したように、可変バルブタイミング機構付きのＶ型又は水平対向型の筒内噴射式のエンジンでは、一方のバンクのみで高圧燃料ポンプ等の補機類の負荷がカム軸にかかり、他方のバンクのカム軸には、そのような補機類の負荷がかからないため、左右のバンクのカム軸の負荷トルクが補機類の負荷分だけアンバランスとなる。特に、筒内噴射式のエンジンでは、吸気ポート噴射式エンジンに比べて燃料噴射圧力が３０倍以上要求されるため、高圧燃料ポンプを駆動するのに大きなカム軸トルクが必要となり、その結果、左右のバンクのカム軸の負荷トルクに大きな違いが生じてくる。
【０００５】
一般に、目標バルブタイミング（目標カム軸変位角）の変化に対する実バルブタイミング（実カム軸変位角）の変化の応答性、つまりバルブタイミング制御の応答性は、カム軸の負荷トルクが大きくなるほど遅くなるため、左右のバンクのカム軸の負荷トルクが大きく異なると、左右のバンクでバルブタイミング制御の応答性が大きく異なり、その結果、目標バルブタイミングが急変する過渡運転時に、左右のバンクで内部ＥＧＲ量や新気の充填効率がアンバランスとなって、トルク変動やドライバビリティの悪化等を招くという問題があった。
【０００６】
本発明はこのような事情を考慮してなされたものであり、従ってその目的は、複数の気筒群（複数のバンク）間でカム軸の負荷トルクが補機類の負荷によってアンバランスになっている場合でも、複数の気筒群間でバルブタイミング制御の応答性を合わせることができて、過渡運転時のトルク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消することができる内燃機関の可変バルブタイミング制御装置を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明の請求項１の内燃機関の可変バルブタイミング制御装置は、特定の気筒群のカム軸の負荷トルクが補機類の負荷によって他の気筒群のカム軸の負荷トルクよりも大きくなっているシステムにおいて、補機類の負荷によって生じる特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答遅れを考慮して特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答性と他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性とを一致させるように前記他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を補正手段により見込みで補正するようにしたものである。このようにすれば、複数の気筒群間でカム軸の負荷トルクが補機類の負荷によってアンバランスになっている場合でも、補正手段によって複数の気筒群間でバルブタイミング制御の応答性を合わせることができて、過渡運転時のトルク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消することができる。
【０００９】
更に、請求項１に係る発明は、バルブタイミング調整手段をその性能の限界付近で作動させてバルブタイミング制御を行うシステムでは、遅い側の応答性を速い側の応答性に合わせるだけの性能上の余裕がない場合があることを考慮して、他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を補機類の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性を低下させるように補正するようにしている。このようにすれば、バルブタイミング調整手段をその性能の限界付近で作動させてバルブタイミング制御を行うシステムでも、複数の気筒群間でバルブタイミング制御の応答性を余裕を持って合わせることができ、過渡運転時のトルク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消することができる。
【００１４】
ところで、システムの製造ばらつきや経年的な動作特性変化によってもバルブタイミング制御の応答性は変化するが、これよによる応答性の変化は、運転条件（機関回転速度、機関負荷状態、バルブタイミング調整手段の動力源の状態等）からは推定できないため、システムの製造ばらつきや経年的な動作特性変化が無視できなくなると、それによる応答性のずれが無視できなくなる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
〔実施形態（１）〕
以下、本発明を筒内噴射式のＶ型ＤＯＨＣエンジンに適用した実施形態（１）を図１乃至図１６に基づいて説明する。
【００１７】
まず、図１に基づいてシステム全体の概略構成を説明する。Ｖ型のエンジン１は、全気筒を左右２つのバンク（気筒群）に分けてＶ字型に配列したエンジンであり、以下の説明では、一方のバンクを「Ａバンク」、他方のバンクを「Ｂバンク」と呼ぶ。各バンクの上部には、それぞれ吸気側カム軸４と排気側カム軸５とが設けられ、エンジン１のクランク軸２からの動力がタイミングチェーン３ａにより各バンクのスプロケット１３ａを介して各バンクの吸気側カム軸４に伝達され、更に、各バンクの吸気側カム軸４の回転がそれぞれタイミングチェーン３ｂにより各バンクの排気側カム軸５に伝達されるようになっている。そして、特定のバンクである例えばＢバンクには、吸気側カム軸４によって駆動される高圧燃料ポンプ１００等の補機類が組み付けられている。この高圧燃料ポンプ１００は、エンジン１の運転中に燃料タンク（図示せず）内の燃料を各バンクの燃料噴射弁（図示せず）へ高圧で圧送する。
【００１８】
各バンクの吸気側カム軸４には、それぞれバルブタイミング調整手段である位相差調整装置４０（図１に斜線で示す部分）が設けられている。オイルパン２８内の作動油（エンジンオイル）がオイルポンプ２９により各バンクの油圧制御弁３０へ供給され、各バンクの油圧制御弁３０から吐出される油圧が各バンクの位相差調整装置４０に供給される。そして、各バンクの位相差調整装置４０に供給する油圧を油圧制御弁３０で制御することで、各バンクの吸気弁（図示せず）の実バルブタイミング（実カム軸変位角）が制御される。この場合、油圧制御弁３０とオイルポンプ２９等によって位相差調整装置４０を駆動する油圧アクチュエータが構成されている。
【００１９】
一方、各バンクの吸気側カム軸４には、それぞれカム軸位置センサ４４が取り付けられており、クランク軸２には、クランク位置センサ４２が取り付けられている。このクランク位置センサ４２がクランク軸２の１回転に伴いＮ個の検出パルス信号を発生するとき、各バンクのカム軸位置センサ４４が吸気側カム軸４の１回転に伴い２Ｎ個の検出パルス信号を発生するようになっている。また、各バンクの吸気側カム軸４のタイミング変換角最大値をθｍａｘクランク角とした場合に、Ｎ＜３６０度／θｍａｘとなるように検出パルス信号数Ｎが設定されている。これによって、クランク位置センサ４２からの検出パルス信号と、この検出パルス信号に続いて発生する各バンクのカム軸位置センサ４４からの検出パルス信号との間の相対回転角θにより各バンクの吸気弁（図示せず）の実バルブタイミング（実カム軸変位角）が算出される。
【００２０】
具体的には、クランク位置センサ４２及びカム軸位置センサ４４からの各検出パルス信号が、エンジン制御装置４６のマイクロコンピュータ４８に入力され、これに基づいて実バルブタイミング（実カム軸変位角）が演算される。また、図示はしないが、吸入空気量センサ、水温センサ、スロットル開度センサ等のエンジン運転状態を検出する各種センサから出力される各種検出信号もマイクロコンピュータ４８に入力され、これら各種のセンサデータに基づいて吸気弁の目標バルブタイミング（目標カム軸変位角）が演算される。
【００２１】
更に、マイクロコンピュータ４８は、後述する各ルーチンによって、各バンクの吸気弁の実バルブタイミング（実カム軸変位角）を目標バルブタイミング（目標カム軸変位角）に一致させるように、各バンクの位相差調整装置４０の油圧制御弁３０の駆動源であるリニアソレノイド６４に流す電流（制御電流）を後述するＰＤ制御で演算し、その制御電流の信号をエンジン制御装置４６内の出力回路４９から各バンクのリニアソレノイド６４に出力することで、各バンクの油圧制御弁３０の吐出油圧を制御して各バンクの吸気弁（図示せず）の実バルブタイミング（実カム軸変位角）を目標バルブタイミング（目標カム軸変位角）に一致させる。
【００２２】
次に、各バンクの位相差調整装置４０の構成を図２を用いて詳細に説明する。尚、各バンクの位相差調整装置４０は全く同じ構成である。
【００２３】
位相差調整装置４０は、エンジン１のシリンダヘッド２５に取り付けられている。この位相差調整装置４０は略円筒形状のカム軸スリーブ１１を備えており、このカム軸スリーブ１１は、その大径円筒部にて吸気側カム軸４の図２にて左端部と同軸的に嵌め合わされている。そして、このカム軸スリーブ１１の中空部隔壁１１ｃはピン１２の圧入及びボルト１０の締め付けにより吸気側カム軸４の端部に連結されている。これにより、カム軸スリーブ１１は吸気側カム軸４と一体的に回転する。また、このカム軸スリーブ１１の大径円筒部外周面には、外歯ヘリカルスプライン１１ａが形成されている。
【００２４】
更に、カム軸スリーブ１１は、小径円筒部１１ｂを備えており、この小径円筒部１１ｂは、ハウジング２３の略円筒形状中空部内に同軸的に延出している。尚、ハウジング２３は、そのフランジ部２３ａにて、ボルト２４の締着によりシリンダヘッド２５に取付けられている。
【００２５】
スプロケット１３ａは、吸気側カム軸４の環状リブ４ａとカム軸スリーブ１１の大径円筒部の開口端部との間に挟まれた状態にて、吸気側カム軸４に相対回転可能に同軸的に軸支されている。このスプロケット１３ａの図２にて左側面には、略円筒形状のスプロケットスリーブ１５が、その各フランジ部を介するピン１４の圧入及びボルト１６の締着により、同軸的に取付けられている。これにより、スプロケットスリーブ１５はスプロケット１３ａと一体的に回転するようになっている。このスプロケットスリーブ１５は円筒部１５ｂを備えており、この円筒部１５ｂは、カム軸スリーブ１１を包囲するようにハウジング２３の中空部内に同軸的に延出している。
【００２６】
この円筒部１５ｂの内周面中間部位には、内歯ヘリカルスプライン１５ａが形成されており、この内歯ヘリカルスプライン１５ａは、カム軸スリーブ１１の外歯ヘリカルスプライン１１ａとは逆方向のねじれを有するように形成されている。尚、外歯ヘリカルスプライン１１ａ及び内歯ヘリカルスプライン１５ａのいずれか一方は、ねじれ角を零とする軸方向に平行な直線歯を有するスプラインにより構成しても良い。
【００２７】
上述したカム軸スリーブ１１の小径円筒部１１ｂとスプロケットスリーブ１５の円筒部１５ｂとの間には、軸方向に略一様な断面を有する環状空間９０が形成されており、この環状空間９０内においては、略円筒形の油圧ピストン１７が軸方向にかつ液密的に摺動可能にカム軸スリーブ１１に同軸的に軸支されている。
【００２８】
この油圧ピストン１７の内周面右側部には、カム軸スリーブ１１の外歯ヘリカルスプライン１１ａと噛合する内歯ヘリカルスプライン１７ａが形成されている。一方、油圧ピストン１７の外周面右側部には、スプロケットスリーブ１５の内歯ヘリカルスプライン１５ａと噛合する外歯ヘリカルスプライン１７ｂが形成されている。これにより、これら各両スプライン１７ａ，１７ｂ同士の噛合のもとに、タイミングチェーン３ａ（図１参照）を介してスプロケット１３ａに伝達されるクランク軸２の回転が、スプロケットスリーブ１５、油圧ピストン１７及びカム軸スリーブ１１を経て吸気側カム軸４に伝達される。
【００２９】
また、油圧ピストン１７の左端部に形成した環状鍔部の外周縁には、オイルシール７０が、環状空間９０内にてスプロケットスリーブ１５の円筒部１５ｂの内周面と液密的に接触するように装着されている。尚、油圧ピストン１７の内周面左側部内に断面Ｌ字状に延出するように形成された環状脚部１７ｃは、カム軸スリーブ１１の中央段部（以下「右側ストッパ」という）に衝突して油圧ピストン１７への右方向の移動を停止する。
【００３０】
上述のようにして、環状空間９０内に油圧ピストン１７が設けられることによって、環状空間９０が二つの室に分割される。これにより、進角側油圧室２２が油圧ピストン１７の左側に形成され、一方、遅角側油圧室３２が油圧ピストン１７の鍔部の右側に形成される。また、これら両油圧室２２，３２間のシールは、上述したオイルシール７０によって確保される。
【００３１】
スプロケットスリーブ１５の左端開口部には、エンドプレート５０が同軸的に取り付けられている。このエンドプレート５０は、円筒部と環状鍔部により断面逆Ｌ字状に形成されており、このエンドプレート５０の環状鍔部は、スプロケットスリーブ１５の左端開口部に同軸的に固着されている。エンドプレート５０の円筒部の外周面には環状溝が形成されており、この環状溝内にはオイルシール７１が装着されている。尚、エンドプレート５０の環状鍔部は、油圧ピストン１７の環状鍔部に突き当たることで、該油圧ピストン１７の左方向への移動を停止させるストッパ（以下「左側ストッパ」という）としての役割をも果たす。
【００３２】
エンドプレート５０及びカム軸スリーブ１１の左側においては、断面コ字状にて環状に形成したリングプレート５１が、ノックピン５３の圧入によりハウジング２３の環状左側壁内面にカム軸スリーブ１１と同軸的に装着されている。このリングプレート５１のコ字状右側面内には、エンドプレート５０の円筒部及びカム軸スリーブ１１の小径円筒部１１ｂが回転可能に支持されている。
【００３３】
また、リングプレート５１の小径側円筒部の外周面に形成した環状溝内には、オイルシール７２が装着されており、このオイルシール７２はリングプレート５１とカム軸スリーブ１１との間のシール性を確保する。一方、上述したオイルシール７１は、エンドプレート５０とリングプレート５１との間のシール性を確保する。これによって、進角側油圧室２２内のシール性が確保される。
【００３４】
リングプレート５１の小径円筒部及びハウジング２３の環状左側壁中空部内には、ボルト５２が同軸的に嵌装されており、このボルト５２は、その右端面にてカム軸スリーブ１１の小径円筒部内周面及び中空部隔壁１１ｃとの間に円筒状空間９１が形成されている。また、ボルト５２の内部には、油圧通路６１ｂが断面Ｔ字状に形成されており、この油圧通路６１ｂは、その軸方向通路部にて円筒状空間９１内に連通している。また、油圧通路６１ｂは、その半径方向通路部の両端にて、ボルト５２の外周面に形成した環状溝内に連通している。
【００３５】
また、ハウジング２３の左壁部内には、油圧通路６１ａが形成されており、この油圧通路６１ａは、ボルト５２の環状溝及び油圧通路６１ｂを介して円筒状空間９１内に連通し、更に、この円筒状空間９１内に開口するようにカム軸スリーブ１１に形成した油圧通路６１ｃを通り遅角側油圧室３２内に連通している。ハウジング２３の左壁部内には、進角側油圧室２２に連通する油圧通路６０が形成されている。これら油圧通路６１ａ，６０は、ハウジング２３の左壁部内に形成されて後述する油圧制御弁３０を収容する円筒状中空部９５内に開口している。また、この円筒状中空部９５内には、油圧供給路６５がその先端部にて開口しており、この油圧供給路６５はエンジン１のオイルパン２８からオイルポンプ２９によって圧送される作動油を円筒状中空部９５内に供給する。尚、油圧解放路６６は、オイルパン２８内に開口されて、オイルパン２８内に作動油を戻す。
【００３６】
次に、図３を参照して油圧制御弁３０の構成について説明する。油圧制御弁３０は、円筒状中空部９５の内壁により構成されるシリンダ３０ａと、このシリンダ３０ａ内に軸方向へ摺動可能に嵌め合わされた左右一対のランドを有するスプール３１とから構成されたスプール弁である。上記シリンダ３０ａには、油圧通路６１ａに連通する油圧ポート３０ｂと、油圧ポート６０に連通する油圧ポート３０ｃとが形成されている。
【００３７】
更に、このシリンダ３０ａには、油圧供給路６５に連通する吸入ポート３０ｄと、油圧解放路６６に連通する両吐出ポート３０ｅ，３０ｆとが形成されている。そして、これら各油圧ポート３０ｂ，３０ｃ、吸入ポート３０ｄ及び両吐出ポート３０ｅ，３０ｆの連通の切り替え及び連通度（油圧制御弁３０の開度）の制御は、スプール３１のシリンダ３０ａ内における摺動によりなされる。また、シリンダ３０ａの図３にて右端部内には、コイルスプリング３１ａが、スプール３１の右端側にて介装されており、このコイルスプリング３１ａは、常時、スプール３１を図示左方へ付勢している。
【００３８】
一方、シリンダ３０ａの図示左端部内には、リニアソレノイド６４がスプール３１の図示左端側に設けられている。このリニアソレノイド６４に流れる通電電流値に応じて該リニアソレノイド６４に電磁力が誘導されると、この電磁力によりスプール３１がコイルスプリング３１ａの付勢力に抗して右方へ摺動するようになっている。
【００３９】
以下、このように構成した油圧制御弁３０のスプール３１の摺動による各油圧通路の連通の切り替え及び開度制御について説明する。
図３（ａ）に示すように、スプール３１が、リニアソレノイド６４から電磁力を受け、コイルスプリング３１ａの付勢力に抗して右方へ摺動すると、吸入ポート３０ｄ及び油圧ポート３０ｃがスプール３１の右側ランドの右動により互いに連通して油圧供給路６５と油圧通路６０とを連通させる。このため、オイルポンプ２９からの油圧は進角側油圧室２２内に圧送される。同時に、吐出ポート３０ｅ及び油圧ポート３０ｂが、スプール３１の左側ランドの右方向への移動により連通されて、油圧通路６１ａ及び油圧開放路６６を連通させる。このため、遅角側油圧室３２の油圧が解放される。これによって、油圧ピストン１７が、環状空間９０（図２参照）内にて右方へ押されるため、吸気側カム軸４が回転してスプロケット１３ａひいてはクランク軸２に対し相対的に進角する。
【００４０】
また、図３（ｂ）に示すように、スプール３１が中央に位置するときは、油圧ポート３０ｂの吐出ポート３０ｅとの連通及び油圧ポート３０ｃの吸入ポート３０ｄとの連通がスプール３１の左右両側のランドによりそれぞれ遮断される。このため、進角側及び遅角側の各油圧室２２，３２からの作動油の漏れがない場合、油圧ピストン１７の位置がそのまま保持される。従って、スプロケット１３ａと吸気側カム軸４との回転位相差、即ち実バルブタイミングは変化しない。
【００４１】
一方、図３（ｃ）に示すように、スプール３１がリニアソレノイド６４からの電磁力の発生停止のもとにコイルスプリング３１ａにより付勢されて左方へ摺動すると、吸入ポート３０ｂ及び油圧ポート３０ｄがスプール３１の左側ランドの左方向への移動により連通して、油圧供給路６５と油圧通路６１ａとを連通させる。このため、オイルポンプ２９からの油圧は遅角側油圧室３２に供給される。一方、吐出ポート３０ｆと油圧ポート３０ｃとがスプール３１の右側ランドの左方向への移動により連通して、油圧通路６０と油圧解放路６６とを連通させる。このため、進角側油圧室２２の油圧が解放される。これによって、油圧ピストン１７が、環状空間９０内にて左方へ押されるため、吸気側カム軸４が上述とは逆方向へ回転して、スプロケット１３ａひいてはクランク軸２に対し相対的に遅角する。
【００４２】
また、図３（ａ）、（ｂ）及び（ｃ）において、ポート３０ｂとポート３０ｅ（又はポート３０ｄ）との間の連通度及びポート３０ｃとポート３０ｄ（又はポート３０ｆ）との間の連通度は、スプール３１の右方向への移動（又は左方向への移動）に伴う左右両側の各ランドの各ポート３０ｂ及び３０ｃに対する開度により制御される。
【００４３】
図４は、エンジン１のある運転条件での油圧制御弁３０内におけるスプール３１の位置（以下「スプール位置」という）と、実バルブタイミング変化速度との関係を表す特性図である。この特性図において、実バルブタイミング変化速度が正（＋）となる領域が、進角方向へ移動している領域に相当し、一方、実バルブタイミング変化速度が負（−）となる領域が、遅角方向へ移動している領域に相当する。尚、この特性図における横軸のスプール位置はリニアソレノイド電流と比例関係にある。
【００４４】
この特性図において、各符号（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は、図３（ａ）、（ｂ）、（ｃ）のスプール３１の各位置に対応するスプール位置をそれぞれ示す。符号（ｂ）で示すような実バルブタイミングが変化しない点のリニアソレノイド電流を「保持電流」と呼ぶ。この保持電流を基準にしてバルブタイミングを進角させたいときはリニアソレノイド電流を大きくし、逆に遅角させたいときはリニアソレノイド電流を小さくすることで、位相差調整装置４０を制御することができる。尚、保持電流は、エンジン運転中に学習される。
【００４５】
ところで、本実施形態（１）では、Ｖ型エンジン１の一方のバンク（Ｂバンク）のみで高圧燃料ポンプ１００の負荷が吸気側カム軸４にかかり、他方のバンク（Ａバンク）の吸気側カム軸４には、そのような高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないため、２つのバンクの吸気側カム軸４の負荷トルクが高圧燃料ポンプ１００の負荷分だけアンバランスとなる。特に、筒内噴射式のエンジン１では、吸気ポート噴射式エンジンに比べて燃料噴射圧力が３０倍以上要求されるため、高圧燃料ポンプ１００を駆動するのに大きなカム軸トルクが必要となり、その結果、２つのバンクの吸気側カム軸４の負荷トルクに大きな違いが生じてくる。
【００４６】
一般に、目標バルブタイミング（目標カム軸変位角）の変化に対する実バルブタイミング（実カム軸変位角）の変化の応答性、つまりバルブタイミング制御の応答性は、吸気側カム軸４の負荷トルクが大きくなるほど遅くなるため、２つのバンクの吸気側カム軸４の負荷トルクが大きく異なると、図４及び図５（ａ）に示すように、２つのバンクでバルブタイミング制御の応答性（カム軸変位速度）が大きく異なり、その結果、目標バルブタイミングが急変する過渡運転時に、２つのバンクで内部ＥＧＲ量や新気の充填効率がアンバランスとなって、トルク変動やドライバビリティの悪化等を招くという問題がある。
【００４７】
そこで、本実施形態（１）では、マイクロコンピュータ４８は、図６に示すような制御方法で、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクの油圧制御弁３０のリニアソレノイド６４の制御電流を、高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該Ｂバンクのバルブタイミング制御の応答性（カム軸変位速度）を速めるように補正する。
【００４８】
図６は、マイクロコンピュータ４８が実行する後述する各ルーチンによって実現される機能を表すブロック図である。以下、この図６を用いてバルブタイミング制御の概要を説明する。
【００４９】
吸気側カム軸４に高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクについては、高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れを補正するポンプ負荷補正ゲインを算出する機能（特許請求の範囲でいう補正手段に相当）が追加されているが、それ以外の機能は、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないＡバンクと同じである。
【００５０】
目標変位角（目標バルブタイミング）は、吸入空気量センサ、水温センサ、スロットル開度センサ等のエンジン運転状態を検出する各種センサから出力される信号に基づいて演算され、ＡバンクもＢバンクも同じ目標変位角が用いられる。ＡバンクもＢバンクも、バルブタイミング制御（リニアソレノイド６４の電流制御）は、ＰＤ制御によって実行される。ＰＤ制御の比例項（Ｐ）ゲインは、エンジン回転速度Ｎｅと作動油（エンジンオイル）の油温とに基づいてマップ等により算出され、同様に、微分項（Ｄ）ゲインも、エンジン回転速度Ｎｅと油温とに基づいてマップ等により算出される。
【００５１】
高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないＡバンクでは、目標変位角と実変位角との偏差に比例項（Ｐ）ゲインを掛け合わせたＰ項補正量と、カム軸変位速度（ｄｅ／ｄｔ）に微分項（Ｄ）ゲインを掛け合わせたＤ項補正量とを加算して、フィードバック補正量を求め、これを電流値に変換して補正電流を求める。そして、この補正電流を保持電流に加算して、Ａバンクの制御電流を求める。
【００５２】
これに対し、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクでは、図７に示すように、高圧燃料ポンプ１００の負荷によってバルブタイミング制御の応答性（カム軸変位速度）に遅れが生じ、高圧燃料ポンプ１００の負荷が大きくなるほど、バルブタイミング制御の応答遅れが大きくなる。高圧燃料ポンプ１００の負荷は、高圧燃料ポンプ１００の吸入燃料量（燃料噴射量に対応）やエンジン回転速度に応じて変化し、また、作動油の油温によって作動油の粘度が変化して位相差調整装置４０の応答性が変化し、また、作動油の油温と高圧燃料ポンプ１００の温度との間に相関関係があり、高圧燃料ポンプ１００の温度（作動油の油温）によって高圧燃料ポンプ１００の摩擦損失等が変化して高圧燃料ポンプ１００の負荷が変化する。
【００５３】
そこで、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクでは、高圧燃料ポンプ１００の負荷に応じたＰ項補正ゲインを燃料噴射量と油温とエンジン回転速度Ｎｅを用いてマップ等により算出し、同様に、高圧燃料ポンプ１００の負荷に応じたＤ項補正ゲインを燃料噴射量と油温とエンジン回転速度Ｎｅを用いてマップ等により算出する。
【００５４】
その後、Ｂバンクでは、エンジン回転速度Ｎｅと油温とに基づいて算出された基本となる比例項（Ｐ）ゲインにＰ項補正ゲインを掛け合わせて比例項（Ｐ）ゲインを補正し、同様に、エンジン回転速度Ｎｅと油温とに基づいて算出された基本となる微分項（Ｄ）ゲインにＤ項補正ゲインを掛け合わせて微分項（Ｄ）ゲインを補正する。
【００５５】
そして、目標変位角と実変位角との偏差に補正後の比例項（Ｐ）ゲインを掛け合わせたＰ項補正量と、カム軸変位速度（ｄｅ／ｄｔ）に補正後の微分項（Ｄ）ゲインを掛け合わせたＤ項補正量とを加算して、フィードバック補正量を求め、これを電流値に変換して補正電流を求め、この補正電流を保持電流に加算して、Ｂバンクの制御電流を求める。このようにして求められたＢバンクの制御電流は、高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該Ｂバンクのバルブタイミング制御の応答性（カム軸変位速度）を速めるように補正された制御電流となり、図５（ｂ）に示すように、Ｂバンクのバルブタイミング制御の応答性がＡバンクのバルブタイミング制御の応答性とほぼ一致するようになる。
【００５６】
次に、上述した２つのバンクのバルブタイミング制御を実行する各ルーチンの処理内容を説明する。マイクロコンピュータ４８は、これら各ルーチンを実行することで、特許請求の範囲でいう制御手段としての役割を果たす。
【００５７】
《Ａバンクのバルブタイミング制御》
［Ａバンク制御電流算出ルーチン］
図８に示すＡバンク制御電流算出ルーチンは、エンジン運転中に所定クランク角毎（例えば６気筒エンジンでは１２０℃Ａ毎）に繰り返し実行され、次のようにして、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないＡバンクの制御電流Ｉｄを算出する。まず、ステップ１１０、１１１で、目標変位角ＶＴＴと実変位角ＶＴを読み込み、次のステップ１１２で、両者の偏差ＰＴを算出する。
ＰＴ＝ＶＴＴ−ＶＴ
【００５８】
この後、ステップ１１３に進み、所定クランク角（サンプリング間隔）当たりの実変位角変化量ＤＴ（カム軸変位速度に比例する情報）を算出する。
ＤＴ＝ＶＴ−ＶＴ(i-1)
ここで、ＶＴ(i-1) は、前回サンプリングした実変位角である。
【００５９】
そして、次のステップ１１４で、後述する図１０のＰゲイン算出サブルーチンを実行することで、ＰゲインＰＧを算出した後、ステップ１１５に進み、後述する図１１のＤゲイン算出サブルーチンを実行することで、ＤゲインＤＧを算出する。
【００６０】
この後、ステップ１１６に進み、変位角偏差ＰＴにＰゲインＰＧを掛け合わせたＰ項補正量（ＰＴ×ＰＧ）と、実変位角変化量ＤＴにＤゲインＤＧを掛け合わせたＤ項補正量（ＤＴ×ＤＧ）とを加算して、フィードバック補正量ＦＤを求め、これを図９のフィードバック補正量−電流値変換テーブルを用いて電流値に変換して補正電流Ｉｆを求める。
ＦＤ＝ＰＴ×ＰＧ＋ＤＴ×ＤＧ
Ｉｆ←ＦＤ（電流変換）
【００６１】
尚、図９のフィードバック補正量−電流値変換テーブルは、予めリニアソレノイド６４の電流値と実バルブタイミング変化速度（実カム軸変位速度）との関係を測定し、そのデータから設定されている。
【００６２】
この後、ステップ１１７に進み、補正電流Ｉｆを保持電流Ｉｈに加算して、Ａバンクの制御電流Ｉｄを求める。
Ｉｄ＝Ｉｆ＋Ｉｈ
【００６３】
［Ｐゲイン算出サブルーチン］
図８のステップ１１４で図１０のＰゲイン算出サブルーチンが起動されると、まずステップ１２０で、変位角偏差ＰＴとエンジン回転速度ＮｅとをパラメータとするベースＰゲインＰＢＡＳのマップを検索して、現在の変位角偏差ＰＴとエンジン回転速度Ｎｅに応じたベースＰゲインＰＢＡＳを算出する。このベースＰゲインＰＢＡＳのマップは、予め実験又はシミュレーション等によって作成され、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶されている。
【００６４】
この後、ステップ１２１に進み、油温をパラメータとする油温補正係数ＰＣＭＰのテーブルを検索して、現在の油温に応じた油温補正係数ＰＣＭＰを算出する。この油温補正係数ＰＣＭＰを用いる理由は、位相差調整装置４０の駆動力が油圧であり、油温によって作動油の粘性が変化して位相差調整装置４０自体の応答性が変化したり、油圧リーク量が変化したりするためであり、また、油温に応じて変化する位相差調整装置４０の温度によって摩擦損失が変化するためである。尚、油温補正係数ＰＣＭＰのテーブルも、予め実験又はシミュレーション等によって作成され、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶されている。
【００６５】
そして、次のステップ１２２で、ベースＰゲインＰＢＡＳに油温補正係数ＰＣＭＰを掛け合わせて、最終的なＰゲインＰＧを求める。
ＰＧ＝ＰＢＡＳ×ＰＣＭＰ
【００６６】
［Ｄゲイン算出サブルーチン］
図８のステップ１１５で図１１のＤゲイン算出サブルーチンが起動されると、まずステップ１３０で、実変位角変化量ＤＴとエンジン回転速度ＮｅとをパラメータとするベースＤゲインＤＢＡＳのマップを検索して、現在の実変位角変化量ＤＴとエンジン回転速度Ｎｅに応じたベースＤゲインＤＢＡＳを算出する。このベースＤゲインＤＢＡＳのマップは、予め実験又はシミュレーション等によって作成され、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶されている。
【００６７】
この後、ステップ１３１に進み、油温をパラメータとする油温補正係数ＤＣＭＰのテーブルを検索して、現在の油温に応じた油温補正係数ＤＣＭＰを算出する。この油温補正係数ＤＣＭＰのテーブルも、予め実験又はシミュレーション等によって作成され、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶されている。
【００６８】
そして、次のステップ１３２で、ベースＤゲインＤＢＡＳに油温補正係数ＤＣＭＰを掛け合わせて、最終的なＤゲインＤＧを求める。
ＰＧ＝ＤＢＡＳ×ＤＣＭＰ
【００６９】
《Ｂバンクのバルブタイミング制御》
［Ｂバンク制御電流算出ルーチン］
図１２に示すＢバンク制御電流算出ルーチンは、エンジン運転中に所定クランク角毎（例えば６気筒エンジンでは１２０℃Ａ毎）に繰り返し実行され、次のようにして、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクの制御電流Ｉｄを算出する。ステップ２１０〜２１５の処理は、図８のＡバンク制御電流算出ルーチンのステップ１１０〜１１５の処理と全く同じであり、Ａバンクと同様の方法で、ＢバンクのＰゲインＰＧとＤゲインＤＧを算出する。
【００７０】
この後、ステップ２１６に進み、図１３のＰゲイン負荷補正係数算出サブルーチンを実行して、ＰゲインＰＧを高圧燃料ポンプ１００の負荷（該負荷による応答遅れ）に応じて補正するためのＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを算出する。この際、高圧燃料ポンプ１００の負荷を推定する情報として、燃料噴射量（高圧燃料ポンプ１００の燃料吸入量に比例する情報）、油温、エンジン回転速度Ｎｅを用い、これらに応じてマップ等からＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを算出する。
【００７１】
本実施形態（１）では、予め、燃料噴射量と油温をパラメータとするＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰの二次元マップを、エンジン回転速度Ｎｅ毎に複数枚作成して、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶しておき、現在のエンジン回転速度Ｎｅに近い２枚のマップを検索して現在の燃料噴射量と油温に応じたＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを算出し、それを線形補間して最終的なＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを求める。尚、燃料噴射量、油温、エンジン回転速度Ｎｅをパラメータとする三次元マップを用いるようにしても良い。また、油温の代わりに冷却水温を用いても良い。更には、燃料噴射量、油温（又は冷却水温）、エンジン回転速度Ｎｅのうちの２つ又は１つの情報のみに基づいてＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを算出するようにしても良い。
【００７２】
Ｐゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰの算出後、図１２のステップ２１７に進み、図１４のＤゲイン負荷補正係数算出サブルーチンを実行して、ＤゲインＤＧを高圧燃料ポンプ１００の負荷（該負荷による応答遅れ）に応じて補正するためのＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを算出する。この際、高圧燃料ポンプ１００の負荷を推定する情報として、燃料噴射量、油温、エンジン回転速度Ｎｅを用い、これらに応じてマップ等からＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを算出する。
【００７３】
本実施形態（１）では、予め、燃料噴射量と油温をパラメータとするＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤの二次元マップを、エンジン回転速度Ｎｅ毎に複数枚作成して、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶しておき、現在のエンジン回転速度Ｎｅに近い２枚のマップを検索して現在の燃料噴射量と油温に応じたＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを算出し、それを線形補間して最終的なＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを求める。尚、燃料噴射量、油温、エンジン回転速度Ｎｅをパラメータとする三次元マップを用いるようにしても良い。また、油温の代わりに冷却水温を用いても良い。更には、燃料噴射量、油温（又は冷却水温）、エンジン回転速度Ｎｅのうちの２つ又は１つの情報のみに基づいてＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを算出するようにしても良い。
【００７４】
Ｄゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤの算出後、図１２のステップ２１８に進み、変位角偏差ＰＴにＰゲインＰＧとＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを掛け合わせたＰ項補正量（ＰＴ×ＰＧ×ＦＰＭＰＰ）と、実変位角変化量ＤＴにＤゲインＤＧとＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを掛け合わせたＤ項補正量（ＤＴ×ＤＧ×ＦＰＭＰＤ）とを加算して、フィードバック補正量ＦＤを求め、これを図９のフィードバック補正量−電流値変換テーブルを用いて電流値に変換して補正電流Ｉｆを求める。
ＦＤ＝ＰＴ×ＰＧ×ＦＰＭＰＰ＋ＤＴ×ＤＧ×ＦＰＭＰＤ
Ｉｆ←ＦＤ（電流変換）
【００７５】
この後、ステップ２１９に進み、補正電流Ｉｆを保持電流Ｉｈに加算して、Ｂバンクの制御電流Ｉｄを求める。
Ｉｄ＝Ｉｆ＋Ｉｈ
【００７６】
次に、高圧燃料ポンプ１００の負荷によるバルブタイミング制御の応答遅れを補正する方法について、図１５及び図１６を用いて、Ｐ項補正を例にして説明する。吸気側カム軸４に高圧燃料ポンプ１００が装備されたＢバンクにおいては、高圧燃料ポンプ１００の負荷（燃料噴射量）が大きくなるほど、カム軸変位の応答性が遅くなる。例えば、高圧燃料ポンプ１００の負荷（燃料噴射量）が０のときには、カム軸変位９０％応答性（現在のカム軸変位角から目標カム軸変位角の９０％点まで到達するまでの時間）が０．７ｓｅｃ程度であるが、高圧燃料ポンプ１００の負荷（燃料噴射量）が大きくなると、それに対する補正を行わない場合（従来）は、カム軸変位９０％応答性が１．２ｓｅｃ程度まで遅くなってしまう。このため、従来は、図１６に破線で示すように、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクのカム軸変位の応答性（バルブタイミング制御の応答性）がＡバンクと比べてかなり遅くなり、目標変位角が急変する過渡運転時に、ＡバンクとＢバンクとで内部ＥＧＲ量や新気の充填効率がアンバランスとなって、トルク変動やドライバビリティの悪化等を招くという問題があった。
【００７７】
そこで、本実施形態（１）では、Ｂバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れを解消するため、高圧燃料ポンプ１００の負荷が大きくなるほど、その負荷による応答遅れを補正するためのＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを大きくするように設定し（ＦＰＭＰＰ≧１）、図１６に示すように、このＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰに応じてＢバンクの制御電流を増加補正する。これにより、バンクのバルブタイミング応答性を速めることができるため、Ｂバンクに高圧燃料ポンプ１００の大きな負荷がかかっても、その負荷が０のときと同程度の応答性を確保することができる。その結果、ＡバンクとＢバンクとの間で吸気側カム軸４の負荷トルクが大きく異なる場合でも、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせて両バンクの応答性を一致させることができ、過渡運転時のトルク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消することができる。
【００７８】
〔実施形態（２）〕
上記実施形態（１）では、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせるようにしたが、位相差調整装置４０をその性能の限界付近で作動させてバルブタイミング制御を行うシステムでは、遅い側の応答性を速い側の応答性に合わせるだけの性能上の余裕がない場合がある。
【００７９】
そこで、図１７及び図１８に示す本発明の実施形態（２）では、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）を遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）に合わせるように補正する。これを実現するために、本実施形態（２）では、図１８に示すように、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないＡバンクの方に、Ｂバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れを補正するポンプ負荷補正ゲインを算出する機能を追加し、Ｂバンクについては、ポンプ負荷補正ゲインを算出しない。
【００８０】
この場合、Ｂバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷が大きくなるほど、その負荷による応答遅れを補正するためのＡバンクのＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを小さくするように設定し（ＦＰＭＰＰ≦１）、このＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰに応じてＡバンクの制御電流を減量補正する。これにより、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）を遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）に合わせて、両バンクの応答性を一致させることができる。その結果、位相差調整装置４０をその性能の限界付近で作動させてバルブタイミング制御を行うシステムのように、遅い側の応答性を速い側の応答性に合わせるだけの性能上の余裕がない場合でも、両バンクの応答性を余裕を持って一致させることができ、過渡運転時のトルク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消することができる。
【００８１】
〔実施形態（３）〕
次に、本発明の実施形態（３）を図１９に基づいて説明する。本実施形態（３）は、前記実施形態（１）と同じく、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせる発明の具体例であるが、その手法が前記実施形態（１）と異なる。
【００８２】
前記実施形態（１）では、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）が既知であると仮定して、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を既知の速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせるようにしたが、実際には、システムの製造ばらつき、経年的な動作特性変化、運転条件によって、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）も変化するものと思われる。これらの中で、運転条件による応答性の変化は、ポンプ負荷補正ゲインに反映させることができるが、システムの製造ばらつきや経年的な動作特性変化については、ポンプ負荷補正ゲインに反映させることができないため、両バンクの応答性がずれる要因となる。
【００８３】
そこで、本実施形態（３）では、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）と遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）との差をＢバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れとして検出し、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を該応答遅れ分だけ速めるように補正することで、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせるようにしている。
【００８４】
具体的には、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクの方に、高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れを補正するポンプ負荷補正ゲインを算出する機能を追加し、Ａバンクの実変位角とＢバンクの実変位角との偏差をＰ項偏差として算出し、このＰ項偏差に基づいてＰ項補正ゲイン算出する。更に、Ａバンクのカム軸変位速度（ｄｅ／ｄｔ）とＢバンクのカム軸変位速度（ｄｅ／ｄｔ）との偏差をＤ項偏差として算出し、このＤ項偏差に基づいてＤ項補正ゲイン算出する。これ以外の機能は、前記実施形態（１）と同じである。
【００８５】
以上説明した本実施形態（３）では、Ｂバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れ（Ｐ項偏差とＤ項偏差）を検出して、その応答遅れ分だけ遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速めるように補正することで、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせるようにしたので、システムの製造ばらつきや経年的な動作特性変化があっても、それらの影響を含めた応答遅れを検出して、その応答遅れを補正することができ、システムの製造ばらつきや経年的な動作特性変化の影響を受けない安定した応答性の補正制御が可能となる。
【００８６】
尚、前記実施形態（２）で説明したように、位相差調整装置４０をその性能の限界付近で作動させてバルブタイミング制御を行うシステムでは、遅い側の応答性を速い側の応答性に合わせるだけの性能上の余裕がない場合があるため、前記実施形態（２）と同じく、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないＡバンクの方に、Ｂバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れを補正するポンプ負荷補正ゲインを算出する機能を追加し、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）を遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）に合わせるように補正するようにすると良い。
【００８７】
〔実施形態（４）〕
前記実施形態（１）〜（３）では、一方のバンクの応答性を他方のバンクの応答性に合わせるようにしたが、図２０及び図２１に示す本発明の実施形態（４）では、Ａバンクの応答性とＢバンクの応答性との間に両者の中間的な応答性を想定し、応答性が遅い方のＢバンクの制御電流を前記中間的な応答性からの位相遅れ分だけ当該Ｂバンクの応答性を速めるように増量補正し、且つ、応答性が速い方のＡバンクの制御電流を前記中間的な応答性からの位相進み分だけ当該Ａバンクの応答性を低下させるように減量補正するようにしている。これを実現するために、本実施形態（４）では、図２１に示すように、ＡバンクとＢバンクの両方に、ポンプ負荷補正ゲインを算出する機能を追加した構成としている。
【００８８】
この構成では、制御電流の補正量を前記実施形態（１）〜（３）の場合よりも少なくしながら、ＡバンクとＢバンクとの間でバルブタイミング制御の応答性を合わせることができる利点がある。
【００８９】
尚、前記各実施形態（１）〜（４）は、本発明を吸気バルブのバルブタイミング制御に適用したものであるが、排気バルブのバルブタイミング制御にも同様に適用できることは言うまでもない。
【００９０】
また、前記各実施形態（１）〜（４）では、位相差調整装置４０の動力源として油圧式アクチュエータを用いるようにしたが、電気式アクチュエータを用いても良いことは言うまでもない。この場合は、電気式アクチュエータに電源を供給するバッテリの電圧、冷却水温、これらと相関関係のある物理量の少なくとも１つを高圧燃料ポンプ１００の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いるようにすれば良い。
【００９１】
つまり、バッテリ電圧によって電気式アクチュエータの駆動力が変化し、また、冷却水温と電気式アクチュエータの温度との間に相関関係があり、電気式アクチュエータの温度によって巻線等の内部抵抗値が変化して電気式アクチュエータの駆動力が変化する。更に、冷却水温と高圧燃料ポンプ１００の温度との間にも相関関係があり、高圧燃料ポンプ１００の温度によって高圧燃料ポンプ１００の摩擦損失等が変化して高圧燃料ポンプ１００の負荷が変化する。従って、電気式アクチュエータを用いるシステムでは、バッテリ電圧、冷却水温、これらと相関関係のある物理量は、いずれも高圧燃料ポンプ１００の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いることができ、その情報からポンプ負荷補正ゲインを精度良く設定することができる。
【００９２】
また、バルブタイミング制御の応答性を遅くする負荷は、高圧燃料ポンプ１００に限定されず、それ以外の補機類であっても良い。また、本発明は、Ｖ型エンジンに限定されず、水平対向型エンジン等、複数のバンク（複数の気筒群）からなる各種のエンジンに適用でき、更には、燃料噴射方式も、筒内噴射方式に限定されず、吸気ポート噴射方式であっても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態（１）を示すシステム全体の概略構成図
【図２】位相差調整装置の構成を示す断面図
【図３】油圧制御弁の動作を説明する断面図
【図４】実バルブタイミング変化速度とスプール位置との関係を示す特性図
【図５】（ａ）は従来のＡバンクとＢバンクとの応答性の違いを説明する図、（ｂ）は実施形態（１）の応答性補正制御で合わされるＡバンクとＢバンクとの応答性を説明する図
【図６】実施形態（１）の制御系の機能ブロック図
【図７】高圧燃料ポンプの負荷とバルブタイミング制御の応答性との関係を示す図
【図８】実施形態（１）のＡバンク制御電流算出ルーチンの処理の流れを示すフローチャート
【図９】フィードバック補正量ＦＤを補正電流Ｉｆに換算するテーブルの一例を概念的に示す図
【図１０】実施形態（１）のＰゲイン算出サブルーチンの処理の流れを示すフローチャート
【図１１】実施形態（１）のＤゲイン算出サブルーチンの処理の流れを示すフローチャート
【図１２】実施形態（１）のＢバンク制御電流算出ルーチンの処理の流れを示すフローチャート
【図１３】実施形態（１）のＰゲイン負荷補正係数算出サブルーチンの処理の流れを示すフローチャート
【図１４】実施形態（１）のＤゲイン負荷補正係数算出サブルーチンの処理の流れを示すフローチャート
【図１５】（ａ）は燃料噴射量とカム軸変位９０％応答性とＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰとの関係を説明する図、（ｂ）はカム軸変位９０％応答性を説明する図
【図１６】実施形態（１）の応答性補正制御の一例を説明するタイムチャート
【図１７】（ａ）は従来のＡバンクとＢバンクとの応答性の違いを説明する図、（ｂ）は実施形態（２）の応答性補正制御で合わされるＡバンクとＢバンクとの応答性を説明する図
【図１８】実施形態（２）の制御系の機能ブロック図
【図１９】実施形態（３）の制御系の機能ブロック図
【図２０】（ａ）は従来のＡバンクとＢバンクとの応答性の違いを説明する図、（ｂ）は実施形態（４）の応答性補正制御で合わされるＡバンクとＢバンクとの応答性を説明する図
【図２１】実施形態（４）の制御系の機能ブロック図
【符号の説明】
１…エンジン（内燃機関）、２…クランク軸、４…吸気側カム軸、５…排気側カム軸、１７…油圧ピストン、２２…進角側油圧室、２８…オイルパン、２９…オイルポンプ、３０…油圧制御弁、３２…遅角側油圧室、４０…位相差調整装置（バルブタイミング調整手段）、４２…クランク位置センサ、４４…カム軸位置センサ、４６…エンジン制御装置、４８…マイクロコンピュータ（制御手段，補正手段）、６４…リニアソレノイド、１００…高圧燃料ポンプ（補機類）。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve timing control device for an internal combustion engine that controls valve timing of each cylinder group of the internal combustion engine including a plurality of cylinder groups (a plurality of banks).
[0002]
[Prior art]
The types of cylinder arrangements of vehicle internal combustion engines (hereinafter referred to as “engines”) that are currently in practical use are classified into in-line type, V-type, and horizontally opposed type (H-type). An in-line engine with all cylinders arranged in a row increases the overall length of the engine. Therefore, in a multi-cylinder engine with 6 or more cylinders, all the cylinders are arranged on the left and right sides in order to shorten the overall length of the engine and improve the mountability to the vehicle. In many cases, V-type engines arranged in a V-shape divided into two banks (cylinder groups) are employed. V-type and horizontally opposed DOHC engines have a configuration in which left and right banks are provided with intake / exhaust camshafts, respectively. For example, when performing valve timing control of intake valves, each bank is variable. A valve timing mechanism is mounted on the camshaft on the intake side, and the valve timing of the intake valve is controlled for each bank.
[0003]
In such an engine with a variable valve timing mechanism, the valve timing is advanced / retarded by advancing / retarding the rotational phase of the camshaft with the variable valve timing mechanism. The camshaft whose rotational phase is adjusted by the mechanism drives the intake valve (or exhaust valve), and in the case of a direct injection engine, the high pressure fuel that pumps the fuel in the fuel tank to the fuel injection valve side at high pressure The pump is also driven.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, in a V-type or horizontally-opposed in-cylinder injection type engine with a variable valve timing mechanism, the load of auxiliary equipment such as a high-pressure fuel pump is applied to the camshaft only in one bank, and the other bank Since the cam shaft is not loaded with such auxiliary machinery, the load torque of the cam shafts of the left and right banks is unbalanced by the load of the auxiliary machinery. In particular, in-cylinder injection engines require a fuel injection pressure of 30 times or more as compared with intake port injection engines, so a large camshaft torque is required to drive the high-pressure fuel pump. There is a big difference in the load torque of the camshaft of the bank.
[0005]
Generally, the response of the actual valve timing (actual cam shaft displacement angle) to the change of the target valve timing (target cam shaft displacement angle), that is, the response of the valve timing control becomes slower as the cam shaft load torque increases. Therefore, if the load torques of the camshafts of the left and right banks differ greatly, the responsiveness of the valve timing control differs greatly between the left and right banks. As a result, the internal EGR amount in the left and right banks during transient operation where the target valve timing changes suddenly In addition, the charging efficiency of fresh air becomes unbalanced, resulting in problems such as torque fluctuation and deterioration of drivability.
[0006]
The present invention has been made in consideration of such circumstances, and therefore the object of the present invention is to make the load torque of the camshaft unbalanced by the loads of the auxiliary machines among a plurality of cylinder groups (a plurality of banks). Even in the case where there is a variable valve timing control device for an internal combustion engine, it is possible to match the responsiveness of valve timing control among a plurality of cylinder groups, and to solve problems such as torque fluctuation and drivability deterioration during transient operation Is to provide.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the variable valve timing control device for an internal combustion engine according to claim 1 of the present invention is such that the load torque of the camshaft of a specific cylinder group depends on the load of the auxiliary machinery. In a system that is larger than the load torque, the valve timing control responsiveness of a specific cylinder group and the response of other cylinder groups The control amount of the valve timing adjusting means of the other cylinder group is corrected by the correcting means so as to match the responsiveness of the valve timing control. In prospect This is to be corrected. In this way, even when the load torque of the camshaft is unbalanced between the plurality of cylinder groups due to the load of the auxiliary machinery, the responsiveness of the valve timing control is matched between the plurality of cylinder groups by the correcting means. Thus, problems such as torque fluctuations during transient operation and drivability deterioration can be solved.
[0009]
Furthermore, the invention according to claim 1 In a system that controls the valve timing by operating the valve timing adjusting means near the limit of its performance, there may be no performance margin to match the response on the slow side to the response on the fast side Considering that The control amount of the valve timing adjusting means of the other cylinder group is corrected so as to reduce the responsiveness of the valve timing control of the other cylinder group by an amount corresponding to the response delay due to the load of the auxiliary machinery. Have . In this way, even in a system that performs valve timing control by operating the valve timing adjusting means near the limit of its performance, the responsiveness of valve timing control can be adjusted with a margin between multiple cylinder groups, Problems such as torque fluctuation and drivability deterioration during transient operation can be solved.
[0014]
By the way, the responsiveness of valve timing control also changes due to system manufacturing variations and changes in operating characteristics over time, but this change in responsiveness depends on operating conditions (engine speed, engine load status, valve timing adjustment means) Therefore, if the system manufacturing variation and the change in operating characteristics over time cannot be ignored, the responsiveness shift due to that cannot be ignored.
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
[Embodiment (1)]
Hereinafter, an embodiment (1) in which the present invention is applied to an in-cylinder injection type V-type DOHC engine will be described with reference to FIGS.
[0017]
First, a schematic configuration of the entire system will be described with reference to FIG. The V-type engine 1 is an engine in which all cylinders are divided into two banks (cylinder groups) on the left and right sides and arranged in a V-shape. In the following description, one bank is “A bank” and the other bank is “ This is called “B bank”. An intake side camshaft 4 and an exhaust side camshaft 5 are provided at the upper part of each bank, and the power from the crankshaft 2 of the engine 1 is supplied to the intake air of each bank via the sprocket 13a of each bank by the timing chain 3a. Further, the rotation of the intake side camshaft 4 of each bank is transmitted to the exhaust side camshaft 5 of each bank by the timing chain 3b. A specific bank, for example, bank B, is assembled with auxiliary machinery such as a high-pressure fuel pump 100 driven by the intake camshaft 4. The high-pressure fuel pump 100 pumps fuel in a fuel tank (not shown) to a fuel injection valve (not shown) in each bank at a high pressure during operation of the engine 1.
[0018]
The intake side camshaft 4 of each bank is provided with a phase difference adjusting device 40 (portion indicated by hatching in FIG. 1), which is a valve timing adjusting means. The hydraulic oil (engine oil) in the oil pan 28 is supplied to the hydraulic control valve 30 of each bank by the oil pump 29, and the hydraulic pressure discharged from the hydraulic control valve 30 of each bank is supplied to the phase difference adjusting device 40 of each bank. Is done. Then, the hydraulic pressure supplied to the phase difference adjusting device 40 of each bank is controlled by the hydraulic control valve 30 to control the actual valve timing (actual cam shaft displacement angle) of the intake valve (not shown) of each bank. . In this case, a hydraulic actuator that drives the phase difference adjusting device 40 is configured by the hydraulic control valve 30 and the oil pump 29 and the like.
[0019]
On the other hand, a cam shaft position sensor 44 is attached to the intake side cam shaft 4 of each bank, and a crank position sensor 42 is attached to the crank shaft 2. When the crank position sensor 42 generates N detection pulse signals with one rotation of the crankshaft 2, the cam shaft position sensor 44 of each bank 2N detection pulse signals with one rotation of the intake side camshaft 4. Is supposed to occur. The number N of detected pulse signals is set such that N <360 degrees / θmax when the maximum timing conversion angle value of the intake camshaft 4 of each bank is θmax crank angle. Accordingly, the intake valve of each bank is determined by the relative rotation angle θ between the detection pulse signal from the crank position sensor 42 and the detection pulse signal generated from the cam shaft position sensor 44 of each bank that follows this detection pulse signal. An actual valve timing (not shown) (actual cam shaft displacement angle) is calculated.
[0020]
Specifically, each detection pulse signal from the crank position sensor 42 and the cam shaft position sensor 44 is input to the microcomputer 48 of the engine control device 46, and based on this, the actual valve timing (actual cam shaft displacement angle) is determined. Calculated. Although not shown, various detection signals output from various sensors for detecting the engine operating state such as an intake air amount sensor, a water temperature sensor, and a throttle opening sensor are also input to the microcomputer 48, and the various sensor data Based on this, the target valve timing (target cam shaft displacement angle) of the intake valve is calculated.
[0021]
Further, the microcomputer 48 adjusts the position of each bank so that the actual valve timing (actual cam shaft displacement angle) of the intake valve of each bank matches the target valve timing (target cam shaft displacement angle) by each routine described later. A current (control current) that flows through a linear solenoid 64 that is a drive source of the hydraulic control valve 30 of the phase difference adjusting device 40 is calculated by PD control described later, and a signal of the control current is output from an output circuit 49 in the engine control device 46. By outputting to the linear solenoid 64 of the bank, the discharge hydraulic pressure of the hydraulic control valve 30 of each bank is controlled, and the actual valve timing (actual cam shaft displacement angle) of the intake valve (not shown) of each bank is the target valve timing. (Target cam shaft displacement angle).
[0022]
Next, the configuration of the phase difference adjusting device 40 in each bank will be described in detail with reference to FIG. Note that the phase difference adjusting device 40 of each bank has the same configuration.
[0023]
The phase difference adjusting device 40 is attached to the cylinder head 25 of the engine 1. The phase difference adjusting device 40 is provided with a substantially cylindrical cam shaft sleeve 11. The cam shaft sleeve 11 is coaxial with the left end portion of the intake side cam shaft 4 in FIG. It is fitted. The hollow partition wall 11 c of the camshaft sleeve 11 is connected to the end of the intake side camshaft 4 by press-fitting the pin 12 and tightening the bolt 10. As a result, the camshaft sleeve 11 rotates integrally with the intake side camshaft 4. An outer helical spline 11 a is formed on the outer peripheral surface of the large-diameter cylindrical portion of the camshaft sleeve 11.
[0024]
Further, the camshaft sleeve 11 includes a small diameter cylindrical portion 11 b, and the small diameter cylindrical portion 11 b extends coaxially within the substantially cylindrical hollow portion of the housing 23. The housing 23 is attached to the cylinder head 25 by tightening bolts 24 at the flange portion 23a.
[0025]
The sprocket 13a is coaxial so as to be rotatable relative to the intake side camshaft 4 in a state of being sandwiched between the annular rib 4a of the intake side camshaft 4 and the opening end portion of the large diameter cylindrical portion of the camshaft sleeve 11. Is pivotally supported. A substantially cylindrical sprocket sleeve 15 is coaxially attached to the left side surface of the sprocket 13a in FIG. 2 by press-fitting pins 14 and fastening bolts 16 through the flange portions. Thereby, the sprocket sleeve 15 rotates integrally with the sprocket 13a. The sprocket sleeve 15 includes a cylindrical portion 15 b, and the cylindrical portion 15 b extends coaxially into the hollow portion of the housing 23 so as to surround the camshaft sleeve 11.
[0026]
An internal helical spline 15a is formed at an intermediate portion of the inner peripheral surface of the cylindrical portion 15b. The internal helical spline 15a has a twist in the direction opposite to that of the external helical spline 11a of the camshaft sleeve 11. It is formed as follows. Note that either one of the external-tooth helical spline 11a and the internal-tooth helical spline 15a may be formed by a spline having straight teeth parallel to the axial direction with a twist angle of zero.
[0027]
An annular space 90 having a substantially uniform cross section in the axial direction is formed between the small-diameter cylindrical portion 11 b of the camshaft sleeve 11 and the cylindrical portion 15 b of the sprocket sleeve 15. The substantially cylindrical hydraulic piston 17 is coaxially supported on the camshaft sleeve 11 so as to be slidable in an axial direction and in a liquid-tight manner.
[0028]
An internal helical spline 17 a that meshes with the external helical spline 11 a of the camshaft sleeve 11 is formed on the right side of the inner peripheral surface of the hydraulic piston 17. On the other hand, an outer-tooth helical spline 17 b that meshes with the inner-tooth helical spline 15 a of the sprocket sleeve 15 is formed on the right side of the outer peripheral surface of the hydraulic piston 17. As a result, the rotation of the crankshaft 2 transmitted to the sprocket 13a via the timing chain 3a (see FIG. 1) under the meshing of both the splines 17a and 17b, the sprocket sleeve 15, the hydraulic piston 17 and It is transmitted to the intake camshaft 4 through the camshaft sleeve 11.
[0029]
An oil seal 70 is in liquid-tight contact with the inner peripheral surface of the cylindrical portion 15 b of the sprocket sleeve 15 in the annular space 90 at the outer peripheral edge of the annular flange formed at the left end portion of the hydraulic piston 17. It is attached to. An annular leg 17c formed in the left side of the inner peripheral surface of the hydraulic piston 17 so as to extend in an L-shaped cross section collides with a central step of the camshaft sleeve 11 (hereinafter referred to as “right stopper”). Thus, the rightward movement to the hydraulic piston 17 is stopped.
[0030]
As described above, by providing the hydraulic piston 17 in the annular space 90, the annular space 90 is divided into two chambers. Thereby, the advance side hydraulic chamber 22 is formed on the left side of the hydraulic piston 17, while the retard side hydraulic chamber 32 is formed on the right side of the flange portion of the hydraulic piston 17. Further, the seal between the hydraulic chambers 22 and 32 is ensured by the oil seal 70 described above.
[0031]
An end plate 50 is coaxially attached to the left end opening of the sprocket sleeve 15. The end plate 50 is formed in an inverted L-shaped cross section by a cylindrical portion and an annular flange, and the annular flange of the end plate 50 is coaxially fixed to the left end opening of the sprocket sleeve 15. An annular groove is formed on the outer peripheral surface of the cylindrical portion of the end plate 50, and an oil seal 71 is mounted in the annular groove. The annular flange portion of the end plate 50 serves as a stopper (hereinafter referred to as “left-side stopper”) that stops the movement of the hydraulic piston 17 in the left direction by abutting against the annular flange portion of the hydraulic piston 17. Fulfill.
[0032]
On the left side of the end plate 50 and the camshaft sleeve 11, a ring plate 51 formed in an annular shape with a U-shaped cross section is mounted coaxially with the camshaft sleeve 11 on the inner surface of the annular left wall of the housing 23 by press-fitting a knock pin 53. Has been. A cylindrical portion of the end plate 50 and a small diameter cylindrical portion 11b of the cam shaft sleeve 11 are rotatably supported in the U-shaped right side surface of the ring plate 51.
[0033]
An oil seal 72 is mounted in an annular groove formed on the outer peripheral surface of the small-diameter side cylindrical portion of the ring plate 51, and the oil seal 72 is sealed between the ring plate 51 and the camshaft sleeve 11. Secure. On the other hand, the oil seal 71 described above ensures a sealing property between the end plate 50 and the ring plate 51. Thereby, the sealing performance in the advance side hydraulic chamber 22 is ensured.
[0034]
A bolt 52 is coaxially fitted in the small diameter cylindrical portion of the ring plate 51 and the annular left side wall hollow portion of the housing 23, and this bolt 52 has an inner periphery of the small diameter cylindrical portion of the camshaft sleeve 11 at its right end surface. A cylindrical space 91 is formed between the surface and the hollow partition wall 11c. Further, a hydraulic passage 61b is formed in a T-shaped cross section inside the bolt 52, and this hydraulic passage 61b communicates with the inside of the cylindrical space 91 at its axial passage portion. The hydraulic passage 61b communicates with an annular groove formed on the outer peripheral surface of the bolt 52 at both ends of the radial passage portion.
[0035]
Further, a hydraulic passage 61a is formed in the left wall portion of the housing 23. The hydraulic passage 61a communicates with the cylindrical space 91 via the annular groove of the bolt 52 and the hydraulic passage 61b. The hydraulic passage 61c formed in the camshaft sleeve 11 is opened so as to open into the cylindrical space 91 and communicates with the retard angle side hydraulic chamber 32. A hydraulic passage 60 communicating with the advance side hydraulic chamber 22 is formed in the left wall portion of the housing 23. These hydraulic passages 61a and 60 are formed in the left wall portion of the housing 23 and open into a cylindrical hollow portion 95 that accommodates a hydraulic control valve 30 described later. In addition, a hydraulic pressure supply passage 65 is opened at the tip of the cylindrical hollow portion 95, and the hydraulic pressure supply passage 65 receives hydraulic oil pumped from the oil pan 28 of the engine 1 by the oil pump 29. It supplies in the cylindrical hollow part 95. FIG. The hydraulic pressure release path 66 is opened in the oil pan 28 and returns the working oil into the oil pan 28.
[0036]
Next, the configuration of the hydraulic control valve 30 will be described with reference to FIG. The hydraulic control valve 30 is composed of a cylinder 30a constituted by an inner wall of a cylindrical hollow portion 95 and a spool 31 having a pair of left and right lands slidably fitted in the cylinder 30a in the axial direction. It is a valve. The cylinder 30 a is formed with a hydraulic port 30 b that communicates with the hydraulic passage 61 a and a hydraulic port 30 c that communicates with the hydraulic port 60.
[0037]
Further, the cylinder 30 a is formed with a suction port 30 d communicating with the hydraulic pressure supply path 65 and both discharge ports 30 e and 30 f communicating with the hydraulic pressure release path 66. The switching of the communication between the hydraulic ports 30b, 30c, the suction port 30d and the discharge ports 30e, 30f and the control of the degree of communication (opening of the hydraulic control valve 30) are performed by sliding the spool 31 in the cylinder 30a. Made. Further, a coil spring 31a is interposed in the right end portion of the cylinder 30a in FIG. 3, and this coil spring 31a constantly urges the spool 31 to the left in the drawing. ing.
[0038]
On the other hand, a linear solenoid 64 is provided on the left end side of the spool 31 in the illustrated left end portion of the cylinder 30a. When an electromagnetic force is induced in the linear solenoid 64 according to the value of the energizing current flowing through the linear solenoid 64, the electromagnetic force causes the spool 31 to slide to the right against the urging force of the coil spring 31a. It has become.
[0039]
Hereinafter, communication switching and opening degree control of each hydraulic passage by sliding of the spool 31 of the hydraulic control valve 30 configured as described above will be described.
As shown in FIG. 3A, when the spool 31 receives electromagnetic force from the linear solenoid 64 and slides to the right against the urging force of the coil spring 31a, the suction port 30d and the hydraulic port 30c are connected to the spool 31. The right pressure land of the right side communicates with each other so that the hydraulic pressure supply passage 65 and the hydraulic passage 60 communicate with each other. For this reason, the hydraulic pressure from the oil pump 29 is pumped into the advance side hydraulic chamber 22. At the same time, the discharge port 30e and the hydraulic port 30b are communicated by the movement of the left land of the spool 31 in the right direction, and the hydraulic passage 61a and the hydraulic release path 66 are communicated. For this reason, the hydraulic pressure in the retard side hydraulic chamber 32 is released. As a result, the hydraulic piston 17 is pushed rightward in the annular space 90 (see FIG. 2), so that the intake-side camshaft 4 rotates and advances relative to the sprocket 13a and hence the crankshaft 2.
[0040]
Further, as shown in FIG. 3B, when the spool 31 is located in the center, the communication between the hydraulic port 30b and the discharge port 30e and the communication between the hydraulic port 30c and the suction port 30d are on the left and right sides of the spool 31. Each is blocked by the land. For this reason, when there is no leakage of hydraulic fluid from the hydraulic chambers 22 and 32 on the advance side and the retard side, the position of the hydraulic piston 17 is maintained as it is. Accordingly, the rotational phase difference between the sprocket 13a and the intake camshaft 4, that is, the actual valve timing does not change.
[0041]
On the other hand, as shown in FIG. 3C, when the spool 31 is urged by the coil spring 31a and slides to the left under the generation stop of the electromagnetic force from the linear solenoid 64, the suction port 30b and the hydraulic port 30d communicates by moving the left land of the spool 31 in the left direction, and communicates the hydraulic pressure supply path 65 and the hydraulic path 61a. For this reason, the hydraulic pressure from the oil pump 29 is supplied to the retard side hydraulic chamber 32. On the other hand, the discharge port 30f and the hydraulic port 30c communicate with each other by the leftward movement of the right land of the spool 31, and the hydraulic passage 60 and the hydraulic release passage 66 communicate with each other. For this reason, the hydraulic pressure in the advance side hydraulic chamber 22 is released. As a result, the hydraulic piston 17 is pushed to the left in the annular space 90, so that the intake camshaft 4 rotates in the opposite direction to the above, and is retarded relative to the sprocket 13 a and the crankshaft 2. To do.
[0042]
3A, 3B, and 3C, the degree of communication between the port 30b and the port 30e (or port 30d) and the degree of communication between the port 30c and the port 30d (or port 30f). Is controlled by the opening degree with respect to each port 30b and 30c of each land on the left and right sides accompanying the movement of the spool 31 in the right direction (or movement in the left direction).
[0043]
FIG. 4 is a characteristic diagram showing the relationship between the position of the spool 31 (hereinafter referred to as “spool position”) in the hydraulic control valve 30 under certain operating conditions of the engine 1 and the actual valve timing change speed. In this characteristic diagram, the region where the actual valve timing change rate is positive (+) corresponds to the region moving in the advance direction, while the region where the actual valve timing change rate is negative (−) This corresponds to the region moving in the retard direction. The spool position on the horizontal axis in this characteristic diagram is proportional to the linear solenoid current.
[0044]
In this characteristic diagram, symbols (a), (b), and (c) indicate spool positions corresponding to the positions of the spool 31 in FIGS. 3 (a), (b), and (c), respectively. The linear solenoid current at the point where the actual valve timing does not change as indicated by the symbol (b) is referred to as “holding current”. The phase difference adjusting device 40 can be controlled by increasing the linear solenoid current when it is desired to advance the valve timing on the basis of this holding current, and by decreasing the linear solenoid current when it is desired to retard the valve timing. it can. The holding current is learned during engine operation.
[0045]
By the way, in the present embodiment (1), the load on the high-pressure fuel pump 100 is applied to the intake side camshaft 4 only in one bank (B bank) of the V-type engine 1, and the intake side cam in the other bank (A bank). Since the shaft 4 is not loaded with such a high-pressure fuel pump 100, the load torque of the intake side camshafts 4 of the two banks is unbalanced by the load of the high-pressure fuel pump 100. In particular, in-cylinder injection type engine 1 requires a fuel injection pressure 30 times or more that of intake port injection type engine, so that a large camshaft torque is required to drive high-pressure fuel pump 100. There is a large difference in load torque between the intake side camshafts 4 of the two banks.
[0046]
In general, the response of the change in the actual valve timing (actual cam shaft displacement angle) to the change in the target valve timing (target cam shaft displacement angle), that is, the response of the valve timing control is that the load torque of the intake camshaft 4 is large. Therefore, if the load torque of the intake side camshaft 4 of the two banks is greatly different, the responsiveness of the valve timing control (camshaft displacement speed) in the two banks as shown in FIGS. ) Are greatly different, and as a result, during transient operation where the target valve timing changes suddenly, the internal EGR amount and fresh air charging efficiency become unbalanced in the two banks, resulting in torque fluctuations and deterioration of drivability. There is.
[0047]
Therefore, in the present embodiment (1), the microcomputer 48 controls the control current of the linear solenoid 64 of the hydraulic control valve 30 of the B bank to which the load of the high-pressure fuel pump 100 is applied by a control method as shown in FIG. Correction is made so as to increase the responsiveness (cam shaft displacement speed) of valve timing control of the B bank by an amount corresponding to the response delay due to the load of the fuel pump 100.
[0048]
FIG. 6 is a block diagram showing functions realized by each routine described later executed by the microcomputer 48. Hereinafter, the outline of the valve timing control will be described with reference to FIG.
[0049]
For the bank B in which the load of the high-pressure fuel pump 100 is applied to the intake side camshaft 4, a function of calculating a pump load correction gain for correcting a response delay due to the load of the high-pressure fuel pump 100 (corresponding to a correction means in the claims) ) Is added, but the other functions are the same as those of the A bank where the high-pressure fuel pump 100 is not loaded.
[0050]
The target displacement angle (target valve timing) is calculated based on signals output from various sensors that detect engine operating conditions such as an intake air amount sensor, a water temperature sensor, and a throttle opening sensor, and the same applies to both A bank and B bank. A target displacement angle is used. In both the A bank and the B bank, valve timing control (current control of the linear solenoid 64) is executed by PD control. The proportional term (P) gain of the PD control is calculated by a map or the like based on the engine rotational speed Ne and the oil temperature of the hydraulic oil (engine oil). Similarly, the differential term (D) gain is also determined by the engine rotational speed Ne. And a map or the like based on the oil temperature.
[0051]
In the A bank where the high pressure fuel pump 100 is not loaded, the P term correction amount obtained by multiplying the deviation between the target displacement angle and the actual displacement angle by the proportional term (P) gain and the cam shaft displacement speed (de / dt) are differentiated. The D term correction amount multiplied by the term (D) gain is added to obtain a feedback correction amount, which is converted into a current value to obtain a correction current. Then, the correction current is added to the holding current to obtain the control current of the A bank.
[0052]
On the other hand, in the bank B where the load of the high-pressure fuel pump 100 is applied, the response of the valve timing control (cam shaft displacement speed) is delayed by the load of the high-pressure fuel pump 100 as shown in FIG. As the load of 100 increases, the response delay of the valve timing control increases. The load of the high-pressure fuel pump 100 changes according to the intake fuel amount (corresponding to the fuel injection amount) of the high-pressure fuel pump 100 and the engine speed, and the viscosity of the hydraulic oil changes depending on the oil temperature. The responsiveness of the phase difference adjusting device 40 changes, and there is a correlation between the temperature of the hydraulic oil and the temperature of the high-pressure fuel pump 100. The high-pressure fuel depends on the temperature of the high-pressure fuel pump 100 (oil temperature of the hydraulic oil). The friction loss of the pump 100 changes and the load of the high-pressure fuel pump 100 changes.
[0053]
Therefore, in the B bank where the load of the high-pressure fuel pump 100 is applied, a P-term correction gain corresponding to the load of the high-pressure fuel pump 100 is calculated using a map or the like using the fuel injection amount, the oil temperature, and the engine rotational speed Ne, and similarly. Then, a D-term correction gain corresponding to the load of the high-pressure fuel pump 100 is calculated using a map or the like using the fuel injection amount, the oil temperature, and the engine rotational speed Ne.
[0054]
Thereafter, the B bank corrects the proportional term (P) gain by multiplying the basic proportional term (P) gain calculated based on the engine speed Ne and the oil temperature by the P term correction gain, and similarly. The differential term (D) gain is corrected by multiplying the basic differential term (D) gain calculated based on the engine speed Ne and the oil temperature by the D term correction gain.
[0055]
Then, the P term correction amount obtained by multiplying the deviation between the target displacement angle and the actual displacement angle by the corrected proportional term (P) gain, and the corrected differential term (D) to the camshaft displacement speed (de / dt). The D term correction amount multiplied by the gain is added to obtain a feedback correction amount, which is converted into a current value to obtain a correction current, and this correction current is added to the holding current to obtain the control current of the B bank. Ask for. The control current of the B bank thus obtained is corrected so as to increase the responsiveness (cam shaft displacement speed) of the valve timing control of the B bank by an amount corresponding to the response delay due to the load of the high-pressure fuel pump 100. As shown in FIG. 5B, the responsiveness of the valve timing control of the B bank substantially coincides with the responsiveness of the valve timing control of the A bank.
[0056]
Next, processing contents of each routine for executing the valve timing control of the two banks described above will be described. The microcomputer 48 plays the role of control means in the claims by executing these routines.
[0057]
《Valve timing control of A bank》
[A bank control current calculation routine]
The A-bank control current calculation routine shown in FIG. 8 is repeatedly executed at predetermined crank angles (for example, every 120 ° C. for a 6-cylinder engine) during engine operation, and the high-pressure fuel pump 100 is not loaded as follows. The control current Id of the A bank is calculated. First, in steps 110 and 111, the target displacement angle VTT and the actual displacement angle VT are read, and in the next step 112, a deviation PT between them is calculated.
PT = VTT-VT
[0058]
Thereafter, the process proceeds to step 113, where an actual displacement angle change amount DT (information proportional to the cam shaft displacement speed) per predetermined crank angle (sampling interval) is calculated.
DT = VT-VT (i-1)
Here, VT (i-1) is the actual displacement angle sampled last time.
[0059]
Then, in the next step 114, the P gain calculation subroutine of FIG. 10 described later is executed to calculate the P gain PG, and then the process proceeds to step 115, where the D gain calculation subroutine of FIG. 11 described later is executed. , D gain DG is calculated.
[0060]
Thereafter, the process proceeds to step 116, where the P term correction amount (PT × PG) obtained by multiplying the displacement angle deviation PT by the P gain PG and the D term correction amount obtained by multiplying the actual displacement angle change amount DT by the D gain DG ( DT × DG) is added to obtain a feedback correction amount FD, which is converted into a current value using the feedback correction amount-current value conversion table of FIG. 9 to obtain a correction current If.
FD = PT × PG + DT × DG
If ← FD (current conversion)
[0061]
The feedback correction amount-current value conversion table of FIG. 9 is set from data obtained by measuring the relationship between the current value of the linear solenoid 64 and the actual valve timing change speed (actual cam shaft displacement speed) in advance.
[0062]
Thereafter, the process proceeds to step 117, where the correction current If is added to the holding current Ih to obtain the control current Id of the A bank.
Id = If + Ih
[0063]
[P gain calculation subroutine]
When the P gain calculation subroutine of FIG. 10 is started in step 114 of FIG. 8, first, in step 120, a map of the base P gain PBAS using the displacement angle deviation PT and the engine rotation speed Ne as parameters is searched for, The base P gain PBAS is calculated according to the displacement angle deviation PT and the engine speed Ne. The base P gain PBAS map is created in advance by experiments or simulations and stored in the ROM of the microcomputer 48.
[0064]
Thereafter, the process proceeds to step 121, where an oil temperature correction coefficient PCMP corresponding to the current oil temperature is calculated by searching a table of oil temperature correction coefficients PCMP using the oil temperature as a parameter. The reason for using the oil temperature correction coefficient PCMP is that the driving force of the phase difference adjusting device 40 is hydraulic pressure, and the viscosity of the hydraulic oil changes depending on the oil temperature, and the responsiveness of the phase difference adjusting device 40 itself changes, This is because the amount of leakage changes or the friction loss changes depending on the temperature of the phase difference adjusting device 40 that changes according to the oil temperature. The table of the oil temperature correction coefficient PCMP is also created in advance by experiments or simulations and stored in the ROM of the microcomputer 48.
[0065]
In the next step 122, the base P gain PBAS is multiplied by the oil temperature correction coefficient PCMP to obtain a final P gain PG.
PG = PBAS × PCMP
[0066]
[D gain calculation subroutine]
When the D gain calculation subroutine of FIG. 11 is started in step 115 of FIG. 8, first, in step 130, a map of the base D gain DBAS using the actual displacement angle change amount DT and the engine speed Ne as parameters is retrieved. The base D gain DBAS corresponding to the current actual displacement angle change amount DT and the engine rotational speed Ne is calculated. The base D gain DBAS map is created in advance by experiments or simulations and stored in the ROM of the microcomputer 48.
[0067]
Thereafter, the process proceeds to step 131, where an oil temperature correction coefficient DCMP corresponding to the current oil temperature is calculated by searching a table of the oil temperature correction coefficient DCMP using the oil temperature as a parameter. The table of the oil temperature correction coefficient DCMP is also created in advance by experiments or simulations and stored in the ROM of the microcomputer 48.
[0068]
In the next step 132, the base D gain DBAS is multiplied by the oil temperature correction coefficient DCMP to obtain the final D gain DG.
PG = DBAS × DCMP
[0069]
《B bank valve timing control》
[B bank control current calculation routine]
The B bank control current calculation routine shown in FIG. 12 is repeatedly executed at predetermined crank angles (for example, every 120 ° C. for a 6-cylinder engine) during engine operation, and the high-pressure fuel pump 100 is loaded as follows. The control current Id of the B bank is calculated. The processing of steps 210 to 215 is exactly the same as the processing of steps 110 to 115 of the A bank control current calculation routine of FIG. 8, and the P gain PG and D gain DG of the B bank are calculated in the same manner as the A bank. To do.
[0070]
Thereafter, the process proceeds to step 216, and the P gain load correction coefficient calculation subroutine of FIG. 13 is executed to correct the P gain PG according to the load of the high pressure fuel pump 100 (response delay due to the load). A correction coefficient FPMPP is calculated. At this time, as information for estimating the load of the high-pressure fuel pump 100, the fuel injection amount (information proportional to the fuel intake amount of the high-pressure fuel pump 100), the oil temperature, and the engine rotational speed Ne are used. A P gain load correction coefficient FPMPP is calculated.
[0071]
In this embodiment (1), a plurality of two-dimensional maps of the P gain load correction coefficient FPMPP using the fuel injection amount and the oil temperature as parameters are created in advance for each engine speed Ne and stored in the ROM of the microcomputer 48. The two maps close to the current engine speed Ne are stored, and the P gain load correction coefficient FPMPP corresponding to the current fuel injection amount and the oil temperature is calculated. A correct P gain load correction coefficient FPMPP is obtained. A three-dimensional map using the fuel injection amount, the oil temperature, and the engine rotational speed Ne as parameters may be used. Moreover, you may use a cooling water temperature instead of oil temperature. Furthermore, the P gain load correction coefficient FPMPP may be calculated based on only two or one information of the fuel injection amount, the oil temperature (or the cooling water temperature), and the engine rotational speed Ne.
[0072]
After calculating the P gain load correction coefficient FPMPP, the process proceeds to step 217 of FIG. 12, and the D gain load correction coefficient calculation subroutine of FIG. 14 is executed to set the D gain DG to the load of the high pressure fuel pump 100 (response delay due to the load). A D gain load correction coefficient FPMPD for correction in accordance with is calculated. At this time, as information for estimating the load of the high-pressure fuel pump 100, the fuel injection amount, the oil temperature, and the engine rotation speed Ne are used, and the D gain load correction coefficient FPMPD is calculated from a map or the like according to these.
[0073]
In the present embodiment (1), a plurality of two-dimensional maps of the D gain load correction coefficient FPMPD using the fuel injection amount and the oil temperature as parameters are created in advance for each engine speed Ne and stored in the ROM of the microcomputer 48. The two maps close to the current engine speed Ne are stored, and the D gain load correction coefficient FPMPD corresponding to the current fuel injection amount and the oil temperature is calculated. A D gain load correction coefficient FPMPD is obtained. A three-dimensional map using the fuel injection amount, the oil temperature, and the engine rotational speed Ne as parameters may be used. Moreover, you may use a cooling water temperature instead of oil temperature. Furthermore, the D gain load correction coefficient FPMPD may be calculated based on only two or one information of the fuel injection amount, the oil temperature (or the cooling water temperature), and the engine rotational speed Ne.
[0074]
After calculating the D gain load correction coefficient FPMPD, the process proceeds to step 218 in FIG. 12, and a P term correction amount (PT × PG × FPPMPP) obtained by multiplying the displacement angle deviation PT by the P gain PG and the P gain load correction coefficient FPMPP, A feedback correction amount FD is obtained by adding the D term correction amount (DT × DG × FPMPD) obtained by multiplying the actual displacement angle change amount DT by the D gain DG and the D gain load correction coefficient FPMPD. Using the feedback correction amount-current value conversion table, it is converted into a current value to obtain a correction current If.
FD = PT × PG × FPMPP + DT × DG × FPMPD
If ← FD (current conversion)
[0075]
Thereafter, the process proceeds to step 219, where the correction current If is added to the holding current Ih to obtain the control current Id of the B bank.
Id = If + Ih
[0076]
Next, a method for correcting the response delay of the valve timing control due to the load of the high-pressure fuel pump 100 will be described using P term correction as an example with reference to FIGS. 15 and 16. In the B bank in which the intake-side camshaft 4 is equipped with the high-pressure fuel pump 100, the responsiveness of the camshaft displacement becomes slower as the load (fuel injection amount) of the high-pressure fuel pump 100 increases. For example, when the load (fuel injection amount) of the high-pressure fuel pump 100 is 0, the camshaft displacement 90% responsiveness (time required to reach the 90% point of the target camshaft displacement angle from the current camshaft displacement angle) is Although it is about 0.7 sec, when the load (fuel injection amount) of the high-pressure fuel pump 100 increases, the camshaft displacement 90% responsiveness is delayed to about 1.2 sec when correction is not made (conventional). End up. For this reason, conventionally, as shown by the broken line in FIG. 16, the response of the camshaft displacement of the B bank (valve timing control response) to which the load of the high pressure fuel pump 100 is applied is considerably slower than that of the A bank. During the transient operation in which the target displacement angle changes suddenly, there is a problem in that the internal EGR amount and the fresh air charging efficiency are unbalanced between the A bank and the B bank, resulting in torque fluctuation and drivability deterioration.
[0077]
Therefore, in the present embodiment (1), in order to eliminate the response delay due to the load of the high pressure fuel pump 100 in the B bank, the P gain load for correcting the response delay due to the load as the load of the high pressure fuel pump 100 increases. The correction coefficient FPMPP is set to be large (FPMPP ≧ 1), and as shown in FIG. 16, the B bank control current is increased and corrected in accordance with the P gain load correction coefficient FPMPP. Thereby, since the valve timing responsiveness of the bank can be accelerated, even when a large load of the high-pressure fuel pump 100 is applied to the B bank, it is possible to ensure the same responsiveness as when the load is zero. As a result, even when the load torque of the intake camshaft 4 differs greatly between the A bank and the B bank, the response on the slow side (response of the B bank) is changed to the response on the fast side (response of the A bank). ), The responsiveness of both banks can be matched, and problems such as torque fluctuation and drivability deterioration during transient operation can be solved.
[0078]
[Embodiment (2)]
In the above embodiment (1), the responsiveness on the slow side (B bank responsiveness) is matched with the fast side responsiveness (Bank A responsiveness), but the phase difference adjusting device 40 is limited in its performance. In a system in which valve timing control is performed by operating in the vicinity, there may be no performance margin enough to match the response on the slow side to the response on the fast side.
[0079]
Therefore, in the embodiment (2) of the present invention shown in FIG. 17 and FIG. 18, the fast side response (bank A response) is corrected to match the slow side response (B bank response). . In order to realize this, in this embodiment (2), as shown in FIG. 18, the response delay due to the load of the high pressure fuel pump 100 in the B bank is corrected toward the bank A where the high pressure fuel pump 100 is not loaded. A function for calculating the pump load correction gain is added, and the pump load correction gain is not calculated for bank B.
[0080]
In this case, as the load of the high-pressure fuel pump 100 of the B bank increases, the P gain load correction coefficient FPMPP of the A bank for correcting the response delay due to the load is set to be smaller (FPMPP ≦ 1). The control current of the A bank is reduced and corrected according to the gain load correction coefficient FPMPP. Thereby, the responsiveness of both banks can be matched by matching the responsiveness of the fast side (responsiveness of bank A) with the responsiveness of the slow side (responsiveness of bank B). As a result, when there is not enough performance margin to match the response on the slow side to the response on the fast side, as in a system that controls the valve timing by operating the phase difference adjusting device 40 near its performance limit. However, the responsiveness of both banks can be matched with a margin, and problems such as torque fluctuation and drivability deterioration during transient operation can be solved.
[0081]
[Embodiment (3)]
Next, Embodiment (3) of this invention is demonstrated based on FIG. This embodiment (3) is a specific example of the invention in which the responsiveness on the slow side (B bank responsiveness) is matched to the responsiveness on the fast side (A bank responsiveness), as in the first embodiment. However, the method is different from the embodiment (1).
[0082]
In the embodiment (1), assuming that the fast side responsiveness (A bank responsiveness) is known, the slow side responsiveness (B bank responsiveness) is changed to the known fast side responsiveness ( The response on the fast side (A bank's responsiveness) changes depending on system manufacturing variations, changes in operating characteristics over time, and operating conditions. Seem. Among these, changes in responsiveness due to operating conditions can be reflected in the pump load correction gain, but system manufacturing variations and changes in operating characteristics over time cannot be reflected in the pump load correction gain. As a result, the responsiveness of both banks is shifted.
[0083]
Therefore, in the present embodiment (3), the difference between the fast side responsiveness (A bank responsiveness) and the slow side responsiveness (B bank responsiveness) is the response due to the load of the high pressure fuel pump 100 in the B bank. It is detected as a delay, and the response on the slow side (B bank responsiveness) is corrected so as to be accelerated by the response delay, so that the response on the slow side (B bank responsiveness) (A bank responsiveness).
[0084]
Specifically, a function for calculating a pump load correction gain for correcting a response delay due to the load of the high-pressure fuel pump 100 is added to the bank B to which the load of the high-pressure fuel pump 100 is applied. A deviation from the actual displacement angle of the B bank is calculated as a P term deviation, and a P term correction gain is calculated based on the P term deviation. Further, the deviation between the cam shaft displacement speed (de / dt) of bank A and the cam shaft displacement speed (de / dt) of bank B is calculated as a D term deviation, and a D term correction gain is calculated based on the D term deviation. To do. Other functions are the same as those in the embodiment (1).
[0085]
In the embodiment (3) described above, the response delay (P term deviation and D term deviation) due to the load of the high pressure fuel pump 100 in the B bank is detected, and the response (B bank) which is delayed by the response delay is detected. The response on the slow side (B bank responsiveness) is matched to the fast side responsiveness (A bank responsiveness). Even if there is a change in operating characteristics over time, the response delay including those effects can be detected and corrected, and it is not affected by manufacturing variations in the system or changes in operating characteristics over time. Stable responsiveness correction control is possible.
[0086]
As described in the above embodiment (2), in the system in which the valve timing control is performed by operating the phase difference adjusting device 40 in the vicinity of the performance limit, the response on the slow side is matched with the response on the fast side. Since there is a case where there is no sufficient margin in performance, the response delay due to the load of the high-pressure fuel pump 100 in the B bank is corrected toward the bank A where the high-pressure fuel pump 100 is not loaded, as in the embodiment (2). It is preferable to add a function for calculating the pump load correction gain to be corrected so that the response on the fast side (bank A response) matches the response on the slow side (bank B response).
[0087]
[Embodiment (4)]
In the embodiments (1) to (3), the responsiveness of one bank is adjusted to the responsiveness of the other bank. In the embodiment (4) of the present invention shown in FIGS. Assuming an intermediate responsiveness between the responsiveness of the bank and the responsiveness of the B bank, the control current of the B bank having the slower responsiveness is equal to the phase delay from the intermediate responsiveness. The amount of correction is increased so as to increase the responsiveness of the B bank, and the control current of the A bank having the faster responsiveness is decreased by the phase advance from the intermediate responsiveness. The weight loss is corrected. In order to realize this, in the present embodiment (4), as shown in FIG. 21, a function of calculating a pump load correction gain is added to both the A bank and the B bank.
[0088]
In this configuration, there is an advantage that the responsiveness of the valve timing control can be matched between the A bank and the B bank while the correction amount of the control current is smaller than in the case of the above embodiments (1) to (3). is there.
[0089]
In addition, although each said embodiment (1)-(4) applies this invention to valve timing control of an intake valve, it cannot be overemphasized that it can apply similarly to valve timing control of an exhaust valve.
[0090]
In each of the above embodiments (1) to (4), the hydraulic actuator is used as the power source of the phase difference adjusting device 40, but it goes without saying that an electric actuator may be used. In this case, at least one of the voltage of the battery that supplies power to the electric actuator, the cooling water temperature, and the physical quantity correlated therewith is used as information for estimating the load of the high-pressure fuel pump 100 or the response delay due to the load. You can do it.
[0091]
In other words, the driving force of the electric actuator changes depending on the battery voltage, and there is a correlation between the cooling water temperature and the temperature of the electric actuator, and the internal resistance value of the winding and the like changes depending on the temperature of the electric actuator. As a result, the driving force of the electric actuator changes. Further, there is a correlation between the coolant temperature and the temperature of the high-pressure fuel pump 100, and the friction loss of the high-pressure fuel pump 100 changes depending on the temperature of the high-pressure fuel pump 100, and the load of the high-pressure fuel pump 100 changes. Therefore, in the system using the electric actuator, the battery voltage, the coolant temperature, and the physical quantities correlated with these can all be used as information for estimating the load of the high-pressure fuel pump 100 or the response delay due to the load. The pump load correction gain can be accurately set from the information.
[0092]
Further, the load that slows down the responsiveness of the valve timing control is not limited to the high-pressure fuel pump 100, and other auxiliary machines may be used. Further, the present invention is not limited to the V-type engine, but can be applied to various engines including a plurality of banks (a plurality of cylinder groups) such as a horizontally opposed engine. Furthermore, the fuel injection method is also an in-cylinder injection method. However, the intake port injection method may be used.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an entire system showing an embodiment (1) of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing the configuration of a phase difference adjusting device
FIG. 3 is a cross-sectional view for explaining the operation of a hydraulic control valve
FIG. 4 is a characteristic diagram showing the relationship between the actual valve timing change speed and the spool position.
FIG. 5A is a diagram for explaining a difference in responsiveness between a conventional A bank and a B bank, and FIG. 5B is a diagram between A bank and B bank that are combined in the responsiveness correction control of the embodiment (1). Diagram explaining responsiveness
FIG. 6 is a functional block diagram of a control system according to the embodiment (1).
FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the load of the high-pressure fuel pump and the responsiveness of valve timing control.
FIG. 8 is a flowchart showing a flow of processing of an A bank control current calculation routine in the embodiment (1).
FIG. 9 is a diagram conceptually illustrating an example of a table for converting a feedback correction amount FD into a correction current If.
FIG. 10 is a flowchart showing a process flow of a P gain calculation subroutine of the embodiment (1).
FIG. 11 is a flowchart showing a flow of processing of a D gain calculation subroutine of the embodiment (1).
FIG. 12 is a flowchart showing a flow of processing of a B bank control current calculation routine in the embodiment (1).
FIG. 13 is a flowchart showing a flow of processing of a P gain load correction coefficient calculation subroutine of the embodiment (1).
FIG. 14 is a flowchart showing the flow of processing of a D gain load correction coefficient calculation subroutine of the embodiment (1).
15A is a diagram for explaining the relationship between the fuel injection amount, the cam shaft displacement 90% response, and the P gain load correction coefficient FPMPP; FIG. 15B is a diagram for explaining the cam shaft displacement 90% response;
FIG. 16 is a time chart illustrating an example of responsiveness correction control according to the embodiment (1).
FIG. 17A is a diagram for explaining a difference in responsiveness between a conventional A bank and a B bank, and FIG. 17B is a diagram illustrating a difference between the A bank and the B bank combined in the responsiveness correction control of the embodiment (2). Diagram explaining responsiveness
FIG. 18 is a functional block diagram of a control system according to the embodiment (2).
FIG. 19 is a functional block diagram of a control system according to the embodiment (3).
FIG. 20A is a diagram for explaining a difference in responsiveness between the conventional A bank and B bank, and FIG. 20B is a diagram illustrating the difference between the A bank and the B bank combined in the responsiveness correction control of the embodiment (4). Diagram explaining responsiveness
FIG. 21 is a functional block diagram of a control system according to the embodiment (4).
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine (internal combustion engine), 2 ... Crankshaft, 4 ... Intake side camshaft, 5 ... Exhaust side camshaft, 17 ... Hydraulic piston, 22 ... Advance angle side hydraulic chamber, 28 ... Oil pan, 29 ... Oil pump, DESCRIPTION OF SYMBOLS 30 ... Hydraulic control valve, 32 ... Delay angle side hydraulic chamber, 40 ... Phase difference adjusting device (valve timing adjusting means), 42 ... Crank position sensor, 44 ... Cam shaft position sensor, 46 ... Engine control device, 48 ... Microcomputer (Control means, correction means), 64 ... linear solenoid, 100 ... high-pressure fuel pump (auxiliaries).

Claims

The rotation phase of the intake shaft and the exhaust side camshaft provided for each cylinder group of the internal combustion engine composed of a plurality of cylinder groups and at least one of the intake side and exhaust side camshafts of each cylinder group is determined by rotating the crankshaft. Valve timing adjusting means for advancing or retarding at least one valve timing on the intake side and exhaust side of each cylinder group by advancing or retarding the phase;
Driven by the control means for performing valve timing control for controlling the control amount of the valve timing adjusting means of each cylinder group so that the actual valve timing of each cylinder group coincides with the target valve timing, and the camshaft of a specific cylinder group In a variable valve timing control device for an internal combustion engine equipped with auxiliary machinery,
Considering the response delay of the valve timing control of the specific cylinder group caused by the load of the auxiliary machinery, the response timing of the valve timing control of the specific cylinder group and the response timing of the valve timing control of other cylinder groups Correction means for correcting the control amount of the valve timing adjustment means of the other cylinder group so as to match,
The correction means reduces the responsiveness of the valve timing control of the other cylinder group by the amount corresponding to the response delay due to the load of the auxiliary machinery by the control amount of the valve timing adjustment means of the other cylinder group. A variable valve timing control apparatus for an internal combustion engine , wherein the correction is made by expectation .