JP4027536B2

JP4027536B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine

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Publication number: JP4027536B2
Application number: JP17495599A
Authority: JP
Inventors: 直樹岡本
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1999-06-22
Filing date: 1999-06-22
Publication date: 2007-12-26
Anticipated expiration: 2019-06-22
Also published as: JP2001003773A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関の吸・排気弁のリフト量（制御軸の作動角）を機関運転状態に応じて可変に制御できる内燃機関の可変動弁制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
周知のように、機関低速低負荷時における燃費の改善や安定した運転性並びに高速高負荷時における吸気の充填効率の向上による十分な出力を確保する等のために、吸気・排気弁の開閉時期とバルブリフト量を機関運転状態に応じて可変制御する可変動弁装置は従来から種々提供されており、その一例として特開昭５５−１３７３０５号公報等に記載されているものが知られている。
【０００３】
図２１に基づきその概略を説明すれば、シリンダヘッド１のアッパデッキの略中央近傍上方位置にカム軸２が設けられていると共に、該カム軸２の外周にカム２ａが一体に設けられている。また、カム軸２の側部には制御軸３が平行に配置されており、この制御軸３に偏心カム４を介してロッカアーム５が揺動自在に軸支されている。
【０００４】
一方、シリンダヘッド１に摺動自在に設けられた吸気弁６の上端部には、バルブリフター７を介して揺動カム８が配置されている。この揺動カム８は、バルブリフター７の上方にカム軸２と並行に配置された支軸９に揺動自在に軸支され、下端のカム面８ａがバルブリフター７の上面に当接している。また、前記ロッカアーム５は、一端部５ａがカム２ａの外周面に当接していると共に、他端部５ｂが揺動カム８の上端面８ｂに当接して、カム２ａのリフトを揺動カム８及びバルブリフター７を介して吸気弁６に伝達するようになっている。そして、この吸気弁６は、バルブスプリング６ａにより閉弁方向に付勢されている。
【０００５】
また、前記制御軸３は、図２２に示すように、ＤＣサーボモータ等の電磁アクチュエータにより、減速ギアを介して所定角度範囲で回転駆動されて、偏心カム４の回動位置を制御し、これによってロッカアーム５の揺動支点を変化させるようになっている。
【０００６】
そして、図２１において、偏心カム４が正逆の所定回動位置に制御されるとロッカアーム５の揺動支点が変化して、他端部５ｂの揺動カム８の上端面８ｂに対する当接位置が図中上下方向に変化し、これによって揺動カム８のカム面８ａのバルブリフター７上面に対する当接位置の変化に伴い、揺動カム８の揺動軌跡が変化することにより、吸気弁６の開閉時期とバルブリフト量を制御軸３の作動角の変化に伴って可変制御するようになっている。なお、図中の符号１０は、揺動カム８の上端面８ｂを常時ロッカアーム５の他端部５ｂに弾接付勢するスプリングを示す。
【０００７】
また、上記のように、吸気弁６の開閉時期及びバルブリフト量を、ロッカアーム５の揺動支点を変化させることによって可変に制御する構成の可変動弁装置においては、一般的に、図１０のシステム図に示すように、前記揺動支点を変化させるための制御軸３の作動角をポテンショメータ等の作動角センサによって検出し、この検出された作動角信号に基づき、制御装置では、位置サーボコントローラ（線形コントローラ）において、検出された作動角信号と目標制御軸作動角とを比較し、差が零になるように、ＰＷＭ（パルスワイズモジュレーション）出力設定手段を介してＤＣサーボモータに駆動電流を出力することにより、制御軸３の作動角を目標のバルブ特性に対応する目標制御軸作動角に一致させるようなフィードバック制御が行われるようになっていた。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述の従来装置では、目標制御軸作動角と検出作動角の情報を基にＤＣサーボモータに出力する電流を決める位置サーボコントローラが、線形特性であるため、以下に述べるような問題点があった。
即ち、上述のように、制御軸３に偏心カム４を介してロッカアーム５が揺動自在に軸支され、このロッカアーム５は、一端部５ａがカム２ａの外周面に当接していると共に、他端部５ｂが揺動カム８の上端面８ｂに当接して、カム２ａのリフトを揺動カム８及びバルブリフター７を介して吸気弁６に伝達するようになっていることから、バルブスプリング６ａの反力等に起因する反力トルクが、揺動カム８およびロッカアーム５を介して制御軸３に外乱として伝達される。そして、この反力トルクは、エンジン回転数、作動角毎に変動するため、制御軸３に伝達される反力トルクは非線形特性となる。従って、前述のように、位置サーボコントローラが、線形特性であるため、揺動カム８やロッカアーム５等を通じて制御軸３に伝わるバルブスプリング６ａの反力等に起因する非線形な反力トルク入力（エンジン回転数、作動角毎に変動）には対応することができず、エンジン回転数が変化すると、制御応答特性も変化してしまい、一定の制御応答特性が得られない。
【０００９】
本発明は、上述の従来の問題点に着目してなされたもので、制御軸作動角制御において、カムやロッカアーム等を通じて制御軸に伝わるバルブスプリング反力等に起因する非線形特性である反力トルク（エンジン回転数、作動角毎に変動）にも対応することで安定した制御応答特性が得られ、制御性の向上が図れる内燃機関の可変動弁制御装置を提供することを目的とするものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上述の目的を達成するために、本発明請求項１記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、電磁アクチュエータによって回転駆動される制御軸の作動角に相関して機関弁のバルブ作動特性を変更する可変動弁機構を制御する内燃機関の可変動弁制御装置において、前記制御軸の作動角を検出する作動角検出手段と、機関の運転状態に応じた目標制御軸作動角と前記検出された制御軸作動角との制御偏差に応じたフィードバック操作量を演算するフィードバック操作量演算手段と、前記機関弁側から前記制御軸に入力される反力トルクであって、前記検出された制御軸作動角に対して非線形である反力トルクを相殺するフィードフォワード操作量を演算するフィードフォワード操作量演算手段と、前記フィードバック操作量と前記フィードフォワード操作量とに基づき、前記電磁アクチュエータに出力する操作量を演算する出力操作量演算手段と、を設けた手段とした。
【００１１】
請求項２記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、請求項１記載の内燃機関の可変動弁制御装置において、前記フィードフォワード操作量演算手段が、前記フィードバック操作量演算手段とは分離独立した状態で設けられている手段とした。
【００１２】
請求項３記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、請求項１または２に記載の内燃機関の可変動弁制御装置において、機関の回転数を検出する機関回転数検出手段と、前記検出された機関回転数と前記検出された制御軸作動角から前記反力トルクを求めるマップとを備え、前記フィードフォワード操作量演算手段が、前記マップに基づいて求めた前記反力トルクを相殺する前記フィードフォワード操作量を演算するように構成されている手段とした。
【００１３】
請求項４記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の可変動弁制御装置において、前記目標制御軸作動角と前記検出された制御軸作動角との制御偏差が大きい時は小さな積分動作となり、前記制御偏差が小さい時は大きな積分動作となる非線形ゲイン積分補償手段を備えている手段とした。
【００１４】
【作用】
本発明請求項１記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、上述のように構成されるため、フィードバック操作量演算手段では、作動角検出手段で検出された制御軸の作動角信号に基づいて制御軸を機関の運転状態に応じた目標制御軸作動角位置に回転駆動させるべく線形特性のフィードバック操作量が演算される。
【００１５】
一方、フィードフォワード操作量演算手段では、機関弁側からの非線形特性入力による制御軸の作動角変動分を修正すべく非線形特性のフィードフォワード操作量が演算される。また、出力操作量演算手段では、上記フィードバック操作量と上記フィードフォワード操作量とを加算して、電磁アクチュエータに出力する操作量を演算するもので、これにより、制御軸作動角制御において、機関弁側から制御軸に伝わるバルブスプリング反力等に起因する非線形特性である反力トルク（エンジン回転数、作動角毎に変動）にも対応し、安定した制御応答特性が得られ、制御性の向上が図れる。
【００１６】
請求項２記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、請求項１記載の内燃機関の可変動弁制御装置において、前記フィードフォワード操作量演算手段が、前記フィードバック操作量演算手段とは分離独立した状態で設けられることで、フィードバック制御が行われるフィードバック操作量演算手段の設計が容易になり、また、規範モデルを導入した設計が可能となるから、より安定した制御応答特性が得られるようになる。
【００１７】
請求項３記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、請求項１または２に記載の内燃機関の可変動弁制御装置において、フィードフォワード操作量演算手段では、機関回転数検出手段で検出された機関回転数と作動角検出手段で検出された制御軸作動角から反力トルクを求めるマップに基づいてフィードフォワード制御が行われるもので、このようにマップを備えたことで、制御を簡略化することができるようになる。
【００１８】
請求項４記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の可変動弁制御装置において、非線形ゲイン積分補償手段では、前記目標制御軸作動角と作動角検出手段で検出された制御軸作動角との制御偏差が大きい時は個体差等による影響が生じにくいため、小さな積分動作を行うと共に、制御偏差が小さい時は個体差等による影響が生じ易いため、大きな積分動作を行うもので、これにより、目標制御軸作動角への制御においてオーバシュートを防止しつつ、機構における静摩擦や動摩擦等の非線形要素、エンジンの経年変化、個体差による特性のばらつき等によって発生する残留偏差を修正することができるようになる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を説明する。
（発明の実施の形態１）
図１〜図３は、本発明の実施の形態１における内燃機関（エンジン）の可変動弁装置を示すものであり、１気筒あたり２つ備えられる吸気弁の可変動弁機構ＶＥＬ（以下、ＶＥＬ機構という）として以下に説明する。但し、機関弁を吸気弁に限定するものではなく、また、吸気弁の数を限定するものでないことは明らかである。
【００２０】
図１〜図３に示す可変動弁装置は、シリンダヘッド１１にバルブガイド（図示省略）を介して摺動自在に設けられた一対の吸気弁１２，１２と、シリンダヘッド１１上部のカム軸受１４に回転自在に支持された中空状のカム軸１３と、該カム軸１３に、圧入等により固設された回転カムである２つの偏心カム１５，１５と、前記カム軸１３の上方位置に同じカム軸受１４に回転自在に支持された制御軸１６と、該制御軸１６に制御カム１７を介して揺動自在に支持された一対のロッカアーム１８，１８と、各吸気弁１２，１２の上端部にバルブリフター１９，１９を介して配置された一対のそれぞれ独立した揺動カム２０，２０と、各吸気弁１２，１２を閉弁方向に付勢するバルブスプリング３３，３３とを備えている。
【００２１】
また、前記偏心カム１５，１５とロッカアーム１８，１８とはリンクアーム２５，２５によって連係される一方、ロッカアーム１８，１８と揺動カム２０，２０とはリンク部材２６，２６によって連係されている。
前記カム軸１３は、機関前後方向（シリンダ列方向）に沿って配置されていると共に、一端部に設けられた従動スプロケット（図示省略）や該従動スプロケットに巻装されたタイミングチェーン等を介して機関のクランク軸から回転力が伝達される。
【００２２】
前記カム軸受１４は、シリンダヘッド１１の上端部に設けられてカム軸１３の上部を支持するメインブラケット１４ａと、該メインブラケット１４ａの上端部に設けられて制御軸１６を回転自在に支持するサブブラケット１４ｂとを有し、両ブラケット１４ａ，１４ｂが一対のボルト１４ｃ，１４ｃによって上方から共締め固定されている。
【００２３】
前記両偏心カム１５は、図４にも示すように、略リング状を呈し、小径なカム本体１５ａと、該カム本体１５ａの外端面に一体に設けられたフランジ部１５ｂとからなり、内部軸方向にカム軸挿通孔１５ｃが貫通形成されていると共に、カム本体１５ａの軸心Ｘがカム軸１３の軸心Ｙから径方向へ所定量だけ偏心している。
【００２４】
また、この各偏心カム１５は、カム軸１３に対し前記両バルブリフター１９，１９に干渉しない両外側にカム軸挿通孔１５ｃを介して圧入固定されていると共に、両方のカム本体１５ａ，１５ａの外周面１５ｄ，１５ｄが同一のカムプロフィールに形成されている。
【００２５】
前記各ロッカアーム１８は、図３に示すように、平面からみて略クランク状に折曲形成され、中央に有する基部１８ａが制御カム１７に回転自在に支持されている。また、各基部１８ａの各外端部に突設された一端部１８ｂには、リンクアーム２５の先端部と連結するピン２１が圧入されるピン孔１８ｄが貫通形成されている一方、各筒状基部１８ａの各内端部に夫々突設された他端部１８ｃには、各リンク部材２６の後述する一端部２６ａと連結するピン２８が圧入されるピン孔１８ｅが形成されている。
【００２６】
前記各制御カム１７は、夫々円筒状を呈し、制御軸１６外周に固定されていると共に、図１に示すように軸心Ｐ１位置が制御軸１６の軸心Ｐ２からαだけ偏心している。
【００２７】
前記揺動カム２０は、図１及び図６，図７に示すように略横Ｕ字形状を呈し、略円環状の基端部２２にカム軸１３が嵌挿されて回転自在に支持される支持孔２２ａが貫通形成されていると共に、ロッカアーム１８の他端部１８ｃ側に位置する端部２３にピン孔２３ａが貫通形成されている。
【００２８】
また、揺動カム２０の下面には、基端部２２側の基円面２４ａと該基円面２４ａから端部２３端縁側に円弧状に延びるカム面２４ｂとが形成されており、該基円面２４ａとカム面２４ｂとが、揺動カム２０の揺動位置に応じて各バルブリフター１９の上面所定位置に当接するようになっている。
【００２９】
すなわち、図５に示すバルブリフト特性からみると、図１に示すように基円面２４ａの所定角度範囲θ１がべースサークル区間になり、カム面２４ｂの前記べースサークル区間θ１から所定角度範囲θ２がいわゆるランプ区間となり、さらにカム面２４ｂのランプ区間θ２から所定角度範囲θ３がリフト区間になるように設定されている。
【００３０】
また、前記リンクアーム２５は、比較的大径な円環状の基部２５ａと、該基部２５ａの外周面所定位置に突設された突出端２５ｂとを備え、基部２５ａの中央位置には、前記偏心カム１５のカム本体１５ａの外周面に回転自在に嵌合する嵌合穴２５ｃが形成されている一方、突出端２５ｂには、前記ピン２１が回転自在に挿通するピン孔２５ｄが貫通形成されている。
なお、前記リンクアーム２５と偏心カム１５とによって揺動駆動手段が構成される。
【００３１】
さらに、前記リンク部材２６は、図１にも示すように所定長さの直線状に形成され、円形状の両端部２６ａ，２６ｂには前記ロッカアーム１８の他端部１８ｃと揺動カム２０の端部２３の各ピン孔１８ｄ，２３ａに圧入した各ピン２８，２９の端部が回転自在に挿通するピン挿通孔２６ｃ，２６ｄが貫通形成されている。なお、各ピン２１，２８，２９の一端部には、リンクアーム２５やリンク部材２６の軸方向の移動を規制するスナップリング３０，３１，３２が設けられている。
【００３２】
前記制御軸１６は、一端部に設けられた電磁アクチュエータを構成するＤＣサーボモータ１０１によって所定回転角度範囲内で回転駆動されるようになっており、図９に示すように、前記ＤＣサーボモータ１０１は、操作量演算手段としての制御装置ＣＰＵからの制御信号によって制御されるようになっている。前記制御装置ＣＰＵは、クランク角センサ１０３，エアフローメータ１０４，水温センサ１０５，機関（エンジン）回転数センサ１０６等の各種のセンサからの検出信号に基づいて現在の機関運転状態を検出して、該検出された機関運転状態に応じて目標のバルブ特性を決定し、該目標のバルブ特性に対応する角度位置に制御軸１６を駆動すべく、前記ＤＣサーボモータ１０１に駆動信号（駆動電流）を出力する。
【００３３】
以下、上記可変動弁装置の作用を説明すれば、まず、機関の低速低負荷時には、制御装置ＣＰＵからの制御信号によってＤＣサーボモータ１０１が一方に回転駆動される。このため、制御カム１７は、軸心Ｐ１が図６Ａ，Ｂに示すように制御軸１６の軸心Ｐ２から左上方の回動位置に保持され、厚肉部１７ａがカム軸１３から上方向に離間移動する。このため、ロッカアーム１８は、全体がカム軸１３に対して上方向へ移動し、これにより、各揺動カム２０は、リンク部材２６を介して端部２３が強制的に若干引き上げられて全体が左方向へ回動する。
【００３４】
従って、図６Ａ，Ｂに示すように偏心カム１５が回転してリンクアーム２５を介してロッカアーム１８の一端部１８ｂを押し上げると、そのリフト量がリンク部材２６を介して揺動カム２０及びバルブリフター１９に伝達されるが、そのリフト量Ｌ１は図６Ｂに示すように比較的小さくなる。
【００３５】
よって、かかる低速低負荷域では、図８の破線で示すようにバルブリフト量が小さくなると共に、各吸気弁１２の開時期が遅くなり（作動角が小さくなり）、排気弁とのバルブオーバラップが小さくなる。このため、燃費の向上と機関の安定した回転が得られる。
【００３６】
一方、機関の高速高負荷時に移行した揚合は、制御装置ＣＰＵからの制御信号によってＤＣサーボモータ１０１が反対方向に回転駆動される。従って、図７Ａ，Ｂに示すように制御軸１６が、制御カム１７を図６に示す位置から時計方向に回転させ、軸心Ｐ１（厚肉部１７ａ）を下方向へ移動させる。このため、ロッカアーム１８は、今度は全体がカム軸１３方向（下方向）に移動して、他端部１８ｃが揺動カム２０の上端部２３をリンク部材２６を介して下方へ押圧して該揺動カム２０全体を所定量だけ時計方向へ回動させる。
【００３７】
従って、揺動カム２０のバルブリフター１９上面に対する下面の当接位置が図７Ａ，Ｂに示すように左方向位置に移動する。このため、図７に示すように偏心カム１５が回転してロッカアーム１８の一端部１８ｂをリンクアーム２５を介して押し上げると、バルブリフター１９に対するそのリフト量Ｌ２は図７Ｂに示すように大きくなる。
【００３８】
よって、かかる高速高負荷域では、カムリフト特性が低速低負荷域に比較して大きくなり、図８に実線で示すようにバルブリフト量（作動角）も大きくなると共に、各吸気弁１２の開時期が早く、閉時期が遅くなる。この結果、吸気充填効率が向上し、十分な出力が確保できる。
【００３９】
ところで、上記可変動弁装置においては、目標のバルブ特性に対応する角度位置に制御軸１６を駆動し、実際のバルブ特性を前記目標のバルブ特性に制御するが、前記制御軸１６の駆動精度や、前記制御軸１６の角度位置とバルブ特性との関係にばらつきがあると、目標のバルブ特性に精度よく実際のバルブ特性を制御することができなくなる。
【００４０】
そこで、従来例として示したように、図１０のシステム図、および、図１１のブロック図に示すように、前記揺動支点を変化させるための制御軸３の作動角（回転位置）をポテンショメータ等の作動角センサによって検出し、この検出された作動角信号に基づき、制御装置に備えた位置サーボコントローラ（線形コントローラ）において、検出結果としての作動角と目標制御軸作動角とを比較し、制御軸３の作動角（回転位置）を目標のバルブ特性に対応する目標制御軸作動角（回転位置）となるようにＤＣサーボモータに対する駆動制御信号をフィードバック制御するようになっている。なお、前記ＤＣサーボモータと制御軸３との間には減速ギアが介装されている。
【００４１】
ところが、可変動弁装置においては、従来例においても述べたように、ロッカアーム１８，１８と揺動カム２０，２０とはリンク部材２６，２６によって連係されていることから、図１２のＶＥＬ機構ブロック図に示すように、各バルブスプリング３３，３３の反力や燃焼圧等に起因する反力トルクが、バルブリフター１９、揺動カム２０，２０、リンク部材２６，２６およびロッカアーム１８，１８を介し、ＤＣサーボモータ１０１の制御軸１６に伝達される。そして、この反力トルクは、エンジン（機関）回転数、作動角毎に変動するため、制御軸１６に伝達される反力トルクは非線形的特性となる。従って、前述のように、位置サーボコントローラ（線形コントローラ）が、線形特性であるため、バルブリフター１９、揺動カム２０，２０、リンク部材２６，２６およびロッカアーム５を介して制御軸１６に伝わるバルブスプリング３３，３３の反力等に起因する非線形な反力トルク（エンジン回転数、作動角毎に変動）には対応することができず、機関（エンジン）回転数が変化すると、制御応答特性も変化してしまい、一定の制御応答特性が得られない。
【００４２】
そこで、この発明の実施の形態１の可変動弁装置では、図１２のシステム図および図１３のシステムブロック図に示すように、ＶＥＬ機構におけるＤＣサーボモータ１０１にモータ駆動信号を出力する制御装置ＣＰＵには、フィードバック操作量演算手段を構成する線形コントローラ（ＰＤコントローラ）Ｆ／Ｂ．Ｃの他に、非線形な反力トルクに対応するためのフィードフォワード操作量演算手段を構成する非線形コントローラＦ／Ｆ．Ｃを備え、両コントローラの出力の和を、ＰＷＭ出力設定手段ＰＷＭにおいてモータ駆動信号に変換し、ＶＥＬ機構におけるＤＣサーボモータ１０１に出力するようになっている。
【００４３】
まず、前記線形コントローラ（ＰＤコントローラ）Ｆ／Ｂ．Ｃの部分について説明すると、制御軸１６（バルブスプリング３３）からの反力トルクを外乱と見做し、それを除いたものを制御対象としてシステムを考えると、図１４の線形部システムブロック図のようになる。なお、ｒは目標制御軸作動角、ｕはモータ駆動電流、ｙは実際の制御軸作動角、Ｐは比例分ゲイン、Ｚ^-1は一回前の「Ｚ^-1」ブロックへの入力データ、Δｔはサンプリング時間、Ｄｉは微分分ゲイン、Ｋｍはモータトルク定数、Ｔはモータトルク、Ｊは慣性モーメント、Ｄは粘性（回転）抵抗係数を示す。また、ＤＣサーボモータ１０１の電気的応答は、機械系に比べ十分速いので省略する。
【００４４】
このシステム（非線形反力トルクのない場合）の制御対象（ＶＥＬ機構）は次式で表現できる。
【数１】

この式をラプラス変換すると、
J θ(s)s²+D θ(s)s=Km・I(s)
となる。よって、伝達関数は、
Gm(s)=θ(s)/I(s)=(1/s)・{(Km/J)/(s+(D/J))} （積分＋１次遅れ）
である。
【００４５】
また、線形コントローラＦ／Ｂ．Ｃを連続時間表現に書き直し、求めた伝達関数を用いて前記図１４のブロック図を書き直すと、図１５のようになる。
よって、目標制御軸作動角信号ｒから実際の制御軸作動角信号ｙまでの伝達関数G(s)は、次式のようになる。
G(s)=Di(Km/J){s+(P/Di)}/{s(s+(D/J))+Di(Km/J)(s+(P/Di))}
また、D/J=P/Di とおくと、
G(s)=Di(Km/J)/{s+Di(Km/J)}=1/{(J/DiKm)s+1}
となり、１次のローパスフィルタの形となる。
【００４６】
ここで、伝達関数：Gr(s)=1/(Trs+1) ＜Tr：時定数＞
という１次の規範モデルとなるローパスフィルタを導入し時定数Trを目標応答時定数と考え、Tr＝J/（DiKm) とすると、システムの応答は、Gr(s) と同じ一次遅れとなるはずである。よって、比例分ゲインP 、微分分ゲインDiはそれぞれ次式により算出される。
P =D/J・Di=D/(TrKm)
Di=J/(TrKm)
【００４７】
次に、前記非線形コントローラＦ／Ｆ．Ｃの部分について説明する。
図１６は、線形コントローラＦ／Ｂ．Ｃの部分に非線形コントローラＦ／Ｆ．Ｃおよび外乱（非線形トルク）入力の部分が付加されたシステムを考えた場合を示すもので、Ｂ１が線形コントローラＦ／Ｂ．Ｃを含む線形部、Ｂ２が外乱（非線形トルク）入力部、Ｂ３が非線形コントローラＦ／Ｆ．Ｃ部を示す。
【００４８】
前記外乱（非線形反力トルク）入力部Ｂ２は、エンジン回転数Ｎおよび制御軸１６の検出作動角θに応じて制御対象となるＶＥＬ機構に入力される外乱トルク（非線形反力トルク）の内容を示すもので、この外乱トルクTd分は、エンジン回転数Ｎおよび制御軸１６の検出作動角θから、所定のマップｆにより求めることができ、この外乱トルクTd分が、変換式（１／Km）により変換された外乱トルクTd相当分の電流Itd として制御対象であるＤＣサーボモータ１０１に入力されると考える。
【００４９】
そこで、非線形コントローラＦ／Ｆ．Ｃ部Ｂ３において、この外乱トルクTd相当分の電流Itd と同一の補正制御電流uff を前記線形コントローラＦ／Ｂ．Ｃからの出力電流ufb に減算した電流ｕを出力することにより、前記外乱トルクTd相当分の電流Itd がキャンセルされた状態の電流を実入力電流ｕ’として制御対象に出力することができる。なお、この非線形コントローラＦ／Ｆ．Ｃ部Ｂ３には、図１７に示すように、エンジン回転数Ｎと制御軸作動角（検出作動角）θより参照されるマップ（ｆ（θ、Ｎ））を備え、このマップは、予め実験で計測された非線形な外乱トルクTdを打ち消すような外乱トルクTdの値が設定されており、このマップで得られた外乱トルクTdを変換式（１／Km）により補正制御電流uff に変換された状態で出力されるようになっている。
【００５０】
以上のように、この発明の実施の形態１の内燃機関の可変動弁制御装置では、作動角センサ１０２で検出された制御軸１６の検出作動角θ信号に基づいて制御軸１６を機関の運転状態に応じた目標制御軸作動角位置に回転駆動させるべくフィードバック制御する線形コントローラＦ／Ｂ．Ｃの他に、バルブスプリング３３の反力等に起因してカム軸１３側からの非線形特性入力による制御軸１６の作動角変動分を修正すべくエンジン回転数Ｎおよび制御軸１６の検出作動角θに応じてフィードフォワード制御する非線形コントローラＦ／Ｆ．Ｃを備えた構成としたことで、制御軸１６の作動角制御において、カム軸１３やロッカアーム１８等を通じて制御軸１６に伝わるバルブスプリング３３の反力に起因する非線形特性である反力トルク（エンジン回転数Ｎ、作動角θ毎に変動）をキャンセルすることで安定した制御応答特性が得られ、これにより、制御性の向上が図れるようになるという効果が得られる。
【００５１】
また、非線形コントローラＦ／Ｆ．Ｃを、線形コントローラＦ／Ｂ．Ｃとは分離独立した状態で設けた構成としたことで、フィードバック制御が行われる線形コントローラＦ／Ｂ．Ｃの設計が容易になり、また、前述のように、規範モデルを導入した設計が可能となるから、より安定した制御応答特性が得られるようになるという効果が得られる。
【００５２】
また、非線形コントローラＦ／Ｆ．Ｃでは、エンジン回転数センサ１０６で検出されたエンジン回転数Ｎと作動角センサ１０２で検出された制御軸１６の作動角θから外乱トルクTdを求めるマップに基づいてフィードフォワード制御が行われるようにしたことで、制御を簡略化することができるようになる。
【００５３】
（発明の実施の形態２）
次に、本発明の実施の形態２の内燃機関の可変動弁装置について説明する。なお、この発明の実施の形態２の説明にあたっては、前記発明の実施の形態１と同様の構成部分はその図示および説明を省略し、もしくは、同一の符号を付けてその説明を省略し、相違点についてのみ説明する。
【００５４】
この発明の実施の形態２の内燃機関の可変動弁制御装置は、前記発明の実施の形態１の内燃機関の可変動弁制御装置に、非線形ゲイン積分器Ｂ４を付加したもので、あり、この非線形ゲイン積分器Ｂ４の内容を、図１８のシステムブロック図に基づいて説明する。
【００５５】
一般に、非線形コントローラＦ／Ｆ．Ｃは、機械機構のパラメータ、非線形反力トルクを基に制御定数が設定されるが、これらの値はＶＥＬ機構における静摩擦や動摩擦等の非線形要素、エンジンの経年変化、個体差による特性のばらつき等があるため、純粋に機械的な特性しか設定してない前述の制御では、目標制御軸作動角に対する実制御軸作動角に差が生じることになる。そこで、この発明の実施の形態２では、この残留偏差を修正するために非線形ゲイン積分器Ｂ４を追加した構成としたものである。
【００５６】
即ち、通常の積分補償器における積分演算式は、次式のようになるが、
【数２】

このまま使用すると、制御偏差ｅが大きく、個体差等による影響が少ない部分で余分な積分動作を行うため、図１９に示すように、目標制御軸作動角に対する実制御軸作動角の応答でオーバシュートが発生してしまい、元々の制御応答特性を損ねてしまう可能性がある。
【００５７】
そこで、この非線形ゲイン積分器Ｂ４では、制御偏差ｅが大きいうちは個体差等による影響が生じにくいため、あまり積分動作を行わず、制御偏差ｅが小さくなると個体差等による影響が大きくなるため、積分動作が有効となるように、積分ゲインの値を、
積分ゲイン／ｅ（制御偏差）²
と設定することにより、積分演算式を、
【数３】

とした。
【００５８】
また、前記積分ゲインと制御偏差ｅの除算は、制御偏差ｅの絶対値がある設定値以上（｜ｅ｜≧設定値）の時のみ実行され、０からある設定値以内（｜ｅ｜＜設定値）の場合には、除算を実行せずに０を出力するように構成されている。
【００５９】
その結果、この発明の実施の形態２では、図２０に示すように、目標制御軸作動角への制御においてオーバシュートを防止しつつ、機構における静摩擦や動摩擦等の非線形要素、エンジンの経年変化、個体差による特性のばらつき等によって発生する残留偏差を修正することができるようになるという効果が得られる。
【００６０】
以上、本発明の実施の形態を説明してきたが、具体的な構成はこれら発明の実施の形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲における設計変更等があっても本発明に含まれる。
【００６１】
例えば、発明の実施の形態では、機関弁として吸気弁を例にとったが、排気弁についても適用することができる。
また、本発明が適用される可変動弁機構としては、この発明の実施の形態で例示した構造のものに限定されるものではなく、従来例に示した構造のものや、その他の可変動弁機構にも全て本発明を適用することができる。
【００６２】
【発明の効果】
以上詳細に説明してきたように、本発明請求項１記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、上述のように、作動角検出手段で検出された制御軸の作動角信号に基づいて前記制御軸を機関の運転状態に応じた目標制御軸作動角位置に回転駆動させるべく線形特性のフィードバック操作量を演算するフィードバック操作量演算手段と、前記機関弁側からの非線形特性入力による制御軸の作動角変動分を修正すべく非線形特性のフィードフォワード操作量を演算するフィードフォワード操作量演算手段と、前記フィードバック操作量と前記フィードフォワード操作量とを加算して、前記電磁アクチュエータに出力する操作量を演算する出力操作量演算手段と、を備えている構成としたことで、制御軸作動角制御において、カム軸側から制御軸に伝わるバルブスプリング反力等に起因する非線形特性である反力トルク（エンジン回転数、作動角毎に変動）にも対応し、安定した応答特性が得られ、制御性の向上が図れるようになるという効果が得られる。
【００６３】
請求項２記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、請求項１記載の内燃機関の可変動弁制御装置において、前記フィードフォワード操作量演算手段が、前記フィードバック操作量演算手段とは分離独立した状態で設けられている構成としたことで、フィードバック制御が行われるフィードバック操作量演算手段の設計が容易になり、また、規範モデルを導入した設計が可能となるから、より安定した応答特性が得られるようになる。
【００６４】
請求項３記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、請求項１または２に記載の内燃機関の可変動弁制御装置において、機関の回転数を検出する機関回転数検出手段と、前記機関回転数検出手段で検出された機関回転数と前記作動角検出手段で検出された制御軸作動角から前記非線形反力トルクを求めるマップとを備え、前記フィードフォワード操作量演算手段が、前記マップに基づいて求めた前記非線形反力トルクを相殺する前記フィードフォワード操作量を演算するように構成されたことで、制御を簡略化することができるようになる。
【００６５】
請求項４記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の可変動弁制御装置において、前記目標制御軸作動角と前記作動角検出手段で検出された制御軸作動角との制御偏差が大きい時は小さな積分動作となり、偏差が小さい時は大きな積分動作となる非線形ゲイン積分補償手段を備えている構成としたことで、目標制御軸作動角への制御においてオーバシュートを防止しつつ、機構における静摩擦や動摩擦等の非線形要素、エンジンの経年変化、個体差による特性のばらつき等によって発生する残留偏差を修正することができるようになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態１における可変動弁装置を示す断面図（図２のＡ−Ａ線断面図）。
【図２】上記可変動弁装置の側面図。
【図３】上記可変動弁装置の平面図。
【図４】上記可変動弁装置に使用される偏心カムを示す斜視図。
【図５】上記可変動弁装置における揺動カムの基端面とカム面に対応したバルブリフト特性図。
【図６】上記可変動弁装置の低速低負荷時の作用を示す断面図（図２のＢ−Ｂ線断面図）。
【図７】上記可変動弁装置の高速高負荷時の作用を示す断面図（図２のＢ−Ｂ線断面図）。
【図８】上記可変動弁装置のバルブタイミングとバルブリフトの特性図。
【図９】上記可変動弁装置の作動角制御システムを示すブロック図。
【図１０】従来例の可変動弁装置の作動角制御回路の内容を示すシステム図。
【図１１】従来例の可変動弁装置の作動角制御回路の内容を示すブロック図。
【図１２】発明の実施の形態１の可変動弁装置におけるＶＥＬ機構のブロック図。
【図１３】上記可変動弁装置のシステムブロック図。
【図１４】上記可変動弁装置の線形コントローラ部のシステムブロック図。
【図１５】上記可変動弁装置の線形コントローラ部のシステムブロック図。
【図１６】上記可変動弁装置の線形コントローラ部に非線形コントローラ部を付加したシステムブロック図。
【図１７】上記可変動弁装置において用いられるマップ。
【図１８】発明の実施の形態２の可変動弁装置のシステムブロック図。
【図１９】従来例の可変動弁装置における作動角制御状態を示すタイムチャート。
【図２０】発明の実施の形態２の可変動弁装置における作動角制御状態を示すタイムチャート。
【図２１】従来例の可変動弁装置を示す断面図。
【図２２】従来例の可変動弁装置の作動角制御システムを示すブロック図。
【符号の説明】
１２吸気弁（機関弁）
１３カム軸
１５偏心カム（揺動駆動手段）
１６制御軸
１７制御カム
１８ロッカアーム
２０揺動カム
２５リンクアーム（揺動駆動手段）
３３バルブスプリング
ＣＰＵ制御装置（フィードバック操作量演算手段，フィードフォワード操作量演算手段，非線形ゲイン積分補償手段）
１０１ＤＣサーボモータ（電磁アクチュエータ）
１０２作動角センサ（作動角検出手段）
１０６エンジン回転数センサ（機関回転数検出手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve control device for variably controllable internal combustion engine according to the lift amount engine operating state (operating angle of the control shaft) of intake and exhaust valves of an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
As is well known, the intake / exhaust valve opening / closing timing is used to improve fuel efficiency at low engine speeds and low loads, to ensure stable operation, and to ensure sufficient output by improving intake charge efficiency at high speeds and high loads. Various variable valve operating devices that variably control the valve lift amount according to the engine operating state have been conventionally provided. For example, those described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 55-137305 are known. .
[0003]
The outline thereof will be described with reference to FIG. 21. A cam shaft 2 is provided at a position near the upper center of the upper deck of the cylinder head 1, and a cam 2 a is integrally provided on the outer periphery of the cam shaft 2. A control shaft 3 is arranged in parallel on the side of the cam shaft 2, and a rocker arm 5 is pivotally supported on the control shaft 3 via an eccentric cam 4.
[0004]
On the other hand, a swing cam 8 is disposed at the upper end of an intake valve 6 slidably provided on the cylinder head 1 via a valve lifter 7. The swing cam 8 is pivotally supported on a support shaft 9 disposed above the valve lifter 7 in parallel with the camshaft 2, and a lower cam surface 8 a is in contact with the upper surface of the valve lifter 7. . The rocker arm 5 has one end 5a abutting on the outer peripheral surface of the cam 2a and the other end 5b abutting on the upper end surface 8b of the swing cam 8, thereby lifting the cam 2a. And it is transmitted to the intake valve 6 via the valve lifter 7. The intake valve 6 is urged in the valve closing direction by a valve spring 6a.
[0005]
Further, as shown in FIG. 22, the control shaft 3 is rotationally driven in a predetermined angle range via a reduction gear by an electromagnetic actuator such as a DC servo motor, and controls the rotational position of the eccentric cam 4. Thus, the rocking fulcrum of the rocker arm 5 is changed.
[0006]
In FIG. 21, when the eccentric cam 4 is controlled to a predetermined forward and reverse rotational position, the rocking fulcrum of the rocker arm 5 changes, and the contact position of the other end 5b with the upper end surface 8b of the rocking cam 8 is changed. Changes in the vertical direction in the figure, and as a result, the swing locus of the swing cam 8 changes with the change in the contact position of the cam surface 8a of the swing cam 8 with respect to the upper surface of the valve lifter 7. The valve opening / closing timing and the valve lift amount are variably controlled as the operating angle of the control shaft 3 changes. Reference numeral 10 in the drawing denotes a spring that elastically biases the upper end surface 8 b of the swing cam 8 against the other end portion 5 b of the rocker arm 5 at all times.
[0007]
Further, as described above, in the variable valve operating apparatus configured to variably control the opening / closing timing and the valve lift amount of the intake valve 6 by changing the rocking fulcrum of the rocker arm 5, generally, as shown in FIG. As shown in the system diagram, the operating angle of the control shaft 3 for changing the swing fulcrum is detected by an operating angle sensor such as a potentiometer, and based on the detected operating angle signal, the control device uses a position servo controller. In the (linear controller), the detected operating angle signal is compared with the target control shaft operating angle, and the drive current is supplied to the DC servo motor via the PWM (pulse width modulation) output setting means so that the difference becomes zero. By outputting, feedback control is performed so that the operating angle of the control shaft 3 matches the target control shaft operating angle corresponding to the target valve characteristic. It was supposed to be.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-described conventional apparatus, the position servo controller that determines the current output to the DC servo motor based on the information on the target control shaft operating angle and the detected operating angle has a linear characteristic. there were.
That is, as described above, the rocker arm 5 is pivotally supported on the control shaft 3 via the eccentric cam 4, and the rocker arm 5 has one end portion 5a in contact with the outer peripheral surface of the cam 2a and the like. Since the end 5b abuts on the upper end surface 8b of the swing cam 8 and the lift of the cam 2a is transmitted to the intake valve 6 via the swing cam 8 and the valve lifter 7, the valve spring 6a The reaction torque resulting from the reaction force of the motor is transmitted as disturbance to the control shaft 3 through the swing cam 8 and the rocker arm 5. And since this reaction force torque is fluctuate | varied for every engine speed and an operating angle, the reaction force torque transmitted to the control shaft 3 becomes a nonlinear characteristic. Therefore, as described above, since the position servo controller has a linear characteristic, a nonlinear reaction force torque input (engine) caused by the reaction force of the valve spring 6a transmitted to the control shaft 3 through the swing cam 8, the rocker arm 5, etc. (Variation for each rotation speed and operating angle) cannot be dealt with, and if the engine rotation speed changes, the control response characteristic also changes, and a constant control response characteristic cannot be obtained.
[0009]
The present invention has been made paying attention to the above-mentioned conventional problems, and in the control shaft operating angle control, the reaction force torque which is a non-linear characteristic caused by a valve spring reaction force transmitted to the control shaft through a cam, a rocker arm, etc. An object of the present invention is to provide a variable valve control device for an internal combustion engine that can provide stable control response characteristics and can improve controllability by responding to (variations for each engine speed and operating angle). is there.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the object mentioned above, in the variable valve control apparatus for an internal combustion engine of the present invention according to claim 1, wherein the valve actuation of the correlation to the engine valve operating angle of the control shaft which is rotated by electromagnetic action Chue over data In a variable valve control apparatus for an internal combustion engine that controls a variable valve mechanism that changes characteristics, an operating angle detection unit that detects an operating angle of the control shaft, a target control shaft operating angle according to an operating state of the engine, and the a feedback manipulated variable calculation means for calculating a feedback operation amount corresponding to the control deviation between the detected control shaft operating angle, a reaction torque that is input to the control shaft from the engine valve side, which is the detected a feedforward manipulated variable calculating means for calculating a feedforward manipulated variable to cancel a reaction force torque is nonlinear with respect to the control shaft operating angle, and the feedback manipulated variable the feed forward Based on the de manipulated variable, and the output operation amount calculating means for calculating a manipulated variable to be output to the electromagnetic actuator, and a means provided with.
[0011]
The variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 2, wherein the feedforward manipulated variable calculation means is separated from the feedback manipulated variable calculation means independently of the variable valve control apparatus for the internal combustion engine according to claim 1. Means provided in the state.
[0012]
In the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 3, wherein, in the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to

claim

1 or 2, and the engine rotational speed detecting means for detecting a rotational speed of the engine, before dangerous and a map for obtaining the out the engine speed before dangerous issued before Kihan force torque from the control shaft operating angle was, the feedforward manipulated variable calculating means, Kihan force before calculated based on the map The feedforward manipulated variable for canceling the torque is calculated.
[0013]
Controlled by the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 4, wherein, in the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, issued the target control shaft operating angle before dangerous when the control deviation between the shaft operating angle is large becomes small integration operation, when the control deviation is small and a means is provided with a non-linear gain integral compensation means comprising a major integration operation.
[0014]
[Action]
Since the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to the first aspect of the present invention is configured as described above, the feedback manipulated variable calculation means is based on the operating angle signal of the control shaft detected by the operating angle detecting means. A feedback operation amount having a linear characteristic is calculated to rotationally drive the control shaft to a target control shaft operating angle position corresponding to the operating state of the engine.
[0015]
On the other hand, the feedforward manipulated variable calculating means calculates a feedforward manipulated variable having a non-linear characteristic so as to correct the operating angle variation of the control shaft caused by the non-linear characteristic input from the engine valve side. The output manipulated variable calculating means adds the feedback manipulated variable and the feedforward manipulated variable to calculate the manipulated variable to be output to the electromagnetic actuator. Corresponding to reaction force torque (variation at each engine speed and operating angle), which is a non-linear characteristic caused by valve spring reaction force transmitted from the side to the control shaft, provides stable control response characteristics and improves controllability Can be planned.
[0016]
The variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 2, wherein the feedforward manipulated variable calculation means is separated from the feedback manipulated variable calculation means independently of the variable valve control apparatus for the internal combustion engine according to claim 1. By providing in a state, it becomes easy to design a feedback manipulated variable calculation means for performing feedback control, and a design incorporating a reference model is possible, so that a more stable control response characteristic can be obtained. .
[0017]
The variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 3 is the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to

claim

1 or 2, wherein the feedforward manipulated variable calculation means is detected by the engine speed detection means. Feedforward control is performed based on a map for obtaining reaction torque from the engine rotational speed and the control shaft operating angle detected by the operating angle detecting means, and the control is simplified by providing such a map. Will be able to.
[0018]
In the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 4, wherein, in the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3, in the non-linear gain integral compensation unit, the target control shaft operating angle When the control deviation from the control axis operating angle detected by the operating angle detection means is large, the effect of individual differences is less likely to occur, so a small integration operation is performed, and when the control deviation is small, the effects of individual differences occur. Because it is easy, it performs a large integral operation.This prevents overshooting in the control to the target control shaft operating angle, while maintaining non-linear elements such as static friction and dynamic friction in the mechanism, aging of the engine, and characteristics due to individual differences. It becomes possible to correct the residual deviation caused by variations and the like.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below.
Embodiment 1 of the Invention
1 to 3 show a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine (engine) according to Embodiment 1 of the present invention. The variable valve operating mechanism VEL (hereinafter, VEL) of two intake valves provided per cylinder is shown. The mechanism will be described below. However, it is obvious that the engine valve is not limited to the intake valve, and the number of intake valves is not limited.
[0020]
1 to 3 includes a pair of

intake valves

12 and 12 slidably provided on a cylinder head 11 via a valve guide (not shown), and a cam bearing 14 above the cylinder head 11. A hollow camshaft 13 that is rotatably supported by the camshaft, two

eccentric cams

15 and 15 that are rotational cams fixed to the camshaft 13 by press-fitting or the like, and the upper position of the camshaft 13 is the same. A control shaft 16 that is rotatably supported by the cam bearing 14, a pair of

rocker arms

18 and 18 that are swingably supported by the control shaft 16 via a control cam 17, and upper ends of the

intake valves

12 and 12. A pair of

independent swing cams

20 and 20 disposed via

valve lifters

19 and 19 and valve springs 33 and 33 for urging the

intake valves

12 and 12 in the valve closing direction are provided.
[0021]
The

eccentric cams

15 and 15 and the

rocker arms

18 and 18 are linked by

link arms

25 and 25, while the

rocker arms

18 and 18 and the

swing cams

20 and 20 are linked by

link members

26 and 26.
The camshaft 13 is disposed along the engine longitudinal direction (cylinder row direction), and via a driven sprocket (not shown) provided at one end, a timing chain wound around the driven sprocket, and the like. A rotational force is transmitted from the crankshaft of the engine.
[0022]
The cam bearing 14 is provided at the upper end portion of the cylinder head 11 to support the upper portion of the cam shaft 13, and the sub shaft is provided at the upper end portion of the main bracket 14a to rotatably support the control shaft 16. Bracket 14b, and both brackets 14a, 14b are fastened together from above by a pair of

bolts

14c, 14c.
[0023]
As shown in FIG. 4, both the eccentric cams 15 have a substantially ring shape and include a small-diameter cam main body 15 a and a flange portion 15 b integrally provided on the outer end surface of the cam main body 15 a. A cam shaft insertion hole 15c is formed penetrating in the direction, and the axis X of the cam body 15a is eccentric from the axis Y of the cam shaft 13 by a predetermined amount in the radial direction.
[0024]
The eccentric cams 15 are press-fitted and fixed to the camshaft 13 via camshaft insertion holes 15c on both outer sides that do not interfere with the

valve lifters

19 and 19, and the

cam bodies

15a and 15a have both The outer

peripheral surfaces

15d and 15d are formed in the same cam profile.
[0025]
As shown in FIG. 3, each of the rocker arms 18 is bent in a substantially crank shape when viewed from above, and a base portion 18 a at the center is rotatably supported by the control cam 17. Further, one end portion 18b protruding from each outer end portion of each base portion 18a is formed with a pin hole 18d through which a pin 21 connected to the distal end portion of the link arm 25 is press-fitted. A pin hole 18e into which a pin 28 to be connected to a later-described one end portion 26a of each link member 26 is press-fitted is formed at the other end portion 18c projecting from each inner end portion of the base portion 18a.
[0026]
Each of the control cams 17 has a cylindrical shape, is fixed to the outer periphery of the control shaft 16, and the position of the axis P1 is eccentric from the axis P2 of the control shaft 16 by α as shown in FIG.
[0027]
As shown in FIGS. 1, 6, and 7, the rocking cam 20 has a substantially horizontal U shape, and a cam shaft 13 is fitted into a substantially annular base end portion 22 so as to be rotatably supported. A support hole 22a is formed through, and a pin hole 23a is formed through the end 23 located on the other end 18c side of the rocker arm 18.
[0028]
Further, a base circle surface 24a on the base end portion 22 side and a cam surface 24b extending in an arc shape from the base circle surface 24a toward the end edge side of the end portion 23 are formed on the lower surface of the swing cam 20. The circular surface 24 a and the cam surface 24 b come into contact with predetermined positions on the upper surfaces of the valve lifters 19 in accordance with the swing position of the swing cam 20.
[0029]
That is, when viewed from the valve lift characteristics shown in FIG. 5, as shown in FIG. 1, the predetermined angle range θ1 of the base circle surface 24a is a base circle section, and the predetermined angle range θ2 is from the base circle section θ1 of the cam surface 24b. A so-called ramp section is set, and a predetermined angle range θ3 is set to be a lift section from the ramp section θ2 of the cam surface 24b.
[0030]
The link arm 25 includes an annular base portion 25a having a relatively large diameter and a projecting end 25b projecting at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base portion 25a. A fitting hole 25c is formed on the outer peripheral surface of the cam body 15a of the cam 15 so as to be freely rotatable. On the protruding end 25b, a pin hole 25d through which the pin 21 is rotatably inserted is formed. Yes.
The link arm 25 and the eccentric cam 15 constitute swing driving means.
[0031]
Further, as shown in FIG. 1, the link member 26 is formed in a straight line having a predetermined length, and

circular end portions

26 a and 26 b are connected to the other end portion 18 c of the rocker arm 18 and the end of the swing cam 20. Pin insertion holes 26c and 26d through which end portions of the

pins

28 and 29 press-fitted into the pin holes 18d and 23a of the portion 23 are rotatably inserted are formed. Note that snap rings 30, 31, and 32 that restrict the axial movement of the link arm 25 and the link member 26 are provided at one end of each

21, 28, and 29.
[0032]
The control shaft 16 is rotationally driven within a predetermined rotational angle range by a DC servo motor 101 constituting an electromagnetic actuator provided at one end, and as shown in FIG. Is controlled by a control signal from a control device CPU as an operation amount calculation means . The control device CPU detects a current engine operating state based on detection signals from various sensors such as a crank angle sensor 103, an air flow meter 104, a water temperature sensor 105, an engine (engine) rotation speed sensor 106, and the like. A target valve characteristic is determined according to the detected engine operating state, and a drive signal (drive current) is output to the DC servo motor 101 to drive the control shaft 16 to an angular position corresponding to the target valve characteristic. To do.
[0033]
Hereinafter, the operation of the variable valve system will be described. First, when the engine is running at a low speed and a low load, the DC servo motor 101 is rotationally driven in one direction by a control signal from the control device CPU. For this reason, the control cam 17 has the shaft center P1 held in the upper left rotation position from the shaft center P2 of the control shaft 16 as shown in FIGS. 6A and 6B, and the thick wall portion 17a extends upward from the cam shaft 13. Move away. For this reason, the entire rocker arm 18 moves upward with respect to the camshaft 13, whereby each rocking cam 20 is forcibly pulled up slightly by the end portion 23 via the link member 26. Rotate left.
[0034]
6A and 6B, when the eccentric cam 15 rotates and pushes up the one end portion 18b of the rocker arm 18 via the link arm 25, the lift amount of the rocker cam 20 and the valve lifter is increased via the link member 26. The lift amount L1 is relatively small as shown in FIG. 6B.
[0035]
Therefore, in such a low-speed and low-load region, as shown by the broken line in FIG. 8, the valve lift amount is reduced, the opening timing of each intake valve 12 is delayed (the operating angle is reduced), and the valve overlaps with the exhaust valve. Becomes smaller. For this reason, improvement in fuel consumption and stable rotation of the engine can be obtained.
[0036]
On the other hand, when the engine shifts to a high speed and a high load, the DC servo motor 101 is rotationally driven in the opposite direction by a control signal from the control device CPU. Therefore, as shown in FIGS. 7A and 7B, the control shaft 16 rotates the control cam 17 clockwise from the position shown in FIG. 6 to move the shaft center P1 (thick portion 17a) downward. For this reason, the entire rocker arm 18 moves in the direction of the camshaft 13 (downward), and the other end 18c presses the upper end 23 of the swing cam 20 downward via the link member 26. The entire swing cam 20 is rotated clockwise by a predetermined amount.
[0037]
Therefore, the contact position of the lower surface of the swing cam 20 with respect to the upper surface of the valve lifter 19 is moved to the left position as shown in FIGS. Therefore, when the eccentric cam 15 rotates as shown in FIG. 7 and the one end 18b of the rocker arm 18 is pushed up via the link arm 25, the lift amount L2 with respect to the valve lifter 19 increases as shown in FIG. 7B.
[0038]
Therefore, in such a high-speed and high-load region, the cam lift characteristic is larger than that in the low-speed and low-load region, the valve lift amount (operating angle) is increased as shown by the solid line in FIG. Is early and the closing time is delayed. As a result, the intake charging efficiency is improved and a sufficient output can be secured.
[0039]
By the way, in the variable valve system, the control shaft 16 is driven to an angular position corresponding to the target valve characteristic, and the actual valve characteristic is controlled to the target valve characteristic. If there is a variation in the relationship between the angular position of the control shaft 16 and the valve characteristics, the actual valve characteristics cannot be controlled accurately with respect to the target valve characteristics.
[0040]
Therefore, as shown in the prior art, as shown in the system diagram of FIG. 10 and the block diagram of FIG. 11, the operating angle (rotational position) of the control shaft 3 for changing the swing fulcrum is set to a potentiometer or the like. Based on this detected operating angle signal, the position servo controller (linear controller) provided in the control device compares the detected operating angle with the target control shaft operating angle based on the detected operating angle signal, and performs control. The drive control signal for the DC servo motor is feedback-controlled so that the operating angle (rotational position) of the shaft 3 becomes the target control shaft operating angle (rotational position) corresponding to the target valve characteristic. A reduction gear is interposed between the DC servo motor and the control shaft 3.
[0041]
However, in the variable valve operating apparatus, as described in the prior art, the

rocker arms

18 and 18 and the

swing cams

20 and 20 are linked by the

link members

26 and 26, so that the VEL mechanism block of FIG. As shown in the figure, the reaction force torque caused by the reaction force and combustion pressure of the valve springs 33 and 33 is transmitted via the valve lifter 19, the

swing cams

20 and 20, the

link members

26 and 26, and the

rocker arms

18 and 18. , And transmitted to the control shaft 16 of the DC servo motor 101. Since this reaction force torque varies for each engine (engine) rotation speed and operating angle, the reaction force torque transmitted to the control shaft 16 has a non-linear characteristic. Therefore, as described above, since the position servo controller (linear controller) has linear characteristics, the valve is transmitted to the control shaft 16 via the valve lifter 19, the

swing cams

20, 20, the

link members

26, 26 and the rocker arm 5. It is not possible to cope with non-linear reaction torque (engine speed, fluctuating for each operating angle) caused by the reaction force of the

springs

33, 33, etc. When the engine (engine) speed changes, the control response characteristics also change. It will change, and a certain control response characteristic cannot be obtained.
[0042]
Therefore, in the variable valve operating apparatus according to the first embodiment of the present invention, as shown in the system diagram of FIG. 12 and the system block diagram of FIG. 13, the control unit CPU outputs a motor drive signal to the DC servo motor 101 in the VEL mechanism. the linear controller (PD controller) constituting the feedback manipulated variable calculation means F / B. In addition to C, a nonlinear controller F / F.F that constitutes a feedforward manipulated variable calculating means for dealing with nonlinear reaction force torque. C, the sum of the outputs of both controllers is converted into a motor drive signal by the PWM output setting means PWM and output to the DC servo motor 101 in the VEL mechanism.
[0043]
First, the linear controller (PD controller) F / B. The part C will be described. Considering the reaction force torque from the control shaft 16 (valve spring 33) as a disturbance and considering the system as a control object excluding it, the linear part system block diagram of FIG. It becomes like this. Here, r is the target control shaft operating angle, u is the motor drive current, y is the actual control shaft operating angle, P is the proportional gain, Z ⁻¹ is the input data to the previous “Z ⁻¹ ” block, Δt is a sampling time, Di is a differential gain, Km is a motor torque constant, T is a motor torque, J is a moment of inertia, and D is a viscosity (rotation) resistance coefficient. The electrical response of the DC servo motor 101 is omitted because it is sufficiently faster than the mechanical system.
[0044]
The controlled object (VEL mechanism) of this system (when there is no nonlinear reaction torque) can be expressed by the following equation.
[Expression 1]

When this formula is Laplace transformed,
J θ (s) s ² + D θ (s) s = Km ・ I (s)
It becomes. Therefore, the transfer function is
Gm (s) = θ (s) / I (s) = (1 / s) ・ {(Km / J) / (s + (D / J))} (integral + first order delay)
It is.
[0045]
Also, the linear controller F / B. When C is rewritten into a continuous time expression and the block diagram of FIG. 14 is rewritten using the obtained transfer function, the result is as shown in FIG.
Therefore, the transfer function G (s) from the target control shaft operation angle signal r to the actual control shaft operation angle signal y is expressed by the following equation.
G (s) = Di (Km / J) {s + (P / Di)} / {s (s + (D / J)) + Di (Km / J) (s + (P / Di))}
If D / J = P / Di,
G (s) = Di (Km / J) / {s + Di (Km / J)} = 1 / {(J / DiKm) s + 1}
Thus, a first-order low-pass filter is formed.
[0046]
Here, transfer function: Gr (s) = 1 / (Trs + 1) <Tr: time constant>
If a low-pass filter that is a first-order normative model is introduced and the time constant Tr is considered as the target response time constant, and Tr = J / (DiKm), the system response should be the same first-order lag as Gr (s) It is. Therefore, the proportional gain P and the differential gain Di are calculated by the following equations, respectively.
P = D / J ・ Di = D / (TrKm)
Di = J / (TrKm)
[0047]
Next, the nonlinear controller F / F. The part C will be described.
FIG. 16 shows the linear controller F / B. In part C, the nonlinear controller F / F. C and a disturbance (nonlinear torque) input portion are considered, and B1 is a linear controller F / B. C includes a linear portion, B2 is a disturbance (nonlinear torque) input portion, and B3 is a nonlinear controller F / F. Part C is shown.
[0048]
The disturbance (nonlinear reaction force torque) input unit B2 stores the content of disturbance torque (nonlinear reaction force torque) input to the VEL mechanism to be controlled according to the engine speed N and the detected operating angle θ of the control shaft 16. This disturbance torque Td can be obtained from a predetermined map f from the engine speed N and the detected operating angle θ of the control shaft 16, and this disturbance torque Td can be converted into a conversion equation (1 / Km). It is assumed that the current Itd corresponding to the disturbance torque Td converted by the above is input to the DC servo motor 101 that is the control target.
[0049]
Therefore, the nonlinear controller F / F. In the section C3, the same correction control current uff as the current Itd corresponding to the disturbance torque Td is set to the linear controller F / B. By outputting the current u subtracted from the output current ufb from C, the current in a state in which the current Itd equivalent to the disturbance torque Td is canceled can be output as the actual input current u ′ to the controlled object. The nonlinear controller F / F. As shown in FIG. 17, the part C3 includes a map (f (θ, N)) that is referred to from the engine speed N and the control shaft operating angle (detected operating angle) θ. The disturbance torque Td value that cancels the non-linear disturbance torque Td measured in (1) is set, and the disturbance torque Td obtained in this map is converted to the corrected control current uff by the conversion equation (1 / Km). It is output in the state.
[0050]
As described above, in the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention, the control shaft 16 is operated based on the detected operating angle θ signal of the control shaft 16 detected by the operating angle sensor 102. Linear controller F / B that performs feedback control to rotationally drive the target control shaft operating angle position according to the state. In addition to C, the engine speed N and the detected operating angle of the control shaft 16 to correct the operating angle fluctuation of the control shaft 16 due to the nonlinear characteristic input from the camshaft 13 due to the reaction force of the valve spring 33, etc. Non-linear controller F / F. With the configuration including C, in the operation angle control of the control shaft 16, the reaction force torque (engine Stable control response characteristics can be obtained by canceling (variations for each rotation speed N and operating angle θ), thereby achieving the effect that controllability can be improved.
[0051]
Further, the nonlinear controller F / F. C to linear controller F / B. C. The linear controller F / B. The design of C becomes easy, and as described above, the design incorporating the reference model becomes possible, so that an effect that a more stable control response characteristic can be obtained can be obtained.
[0052]
Further, the nonlinear controller F / F. In C, feedforward control is performed based on a map for obtaining the disturbance torque Td from the engine speed N detected by the engine speed sensor 106 and the operating angle θ of the control shaft 16 detected by the operating angle sensor 102. As a result, the control can be simplified.
[0053]
(Embodiment 2 of the invention)
Next, a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the second embodiment of the present invention will be described. In the description of the second embodiment of the present invention, the same components as those of the first embodiment of the present invention are omitted in the illustration and description, or the same reference numerals are given and the description thereof is omitted. Only the point will be described.
[0054]
A variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to Embodiment 2 of the present invention is obtained by adding a nonlinear gain integrator B4 to the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to Embodiment 1 of the present invention. The contents of the nonlinear gain integrator B4 will be described based on the system block diagram of FIG.
[0055]
In general, the nonlinear controller F / F. Control constants are set for C based on mechanical mechanism parameters and nonlinear reaction torque. These values are non-linear factors such as static friction and dynamic friction in the VEL mechanism, engine aging, variation in characteristics due to individual differences, etc. Therefore, in the above-described control in which only mechanical characteristics are set, a difference occurs in the actual control shaft operating angle with respect to the target control shaft operating angle. Therefore, in the second embodiment of the present invention, a non-linear gain integrator B4 is added to correct this residual deviation.
[0056]
In other words, the integral operation formula in a normal integral compensator is as follows:
[Expression 2]

If it is used as it is, an extra integral operation is performed in a portion where the control deviation e is large and the influence due to individual differences is small. Therefore, as shown in FIG. May occur, and the original control response characteristic may be impaired.
[0057]
Therefore, in this nonlinear gain integrator B4, since the influence due to the individual difference is difficult to occur while the control deviation e is large, the integration operation is not performed so much, and when the control deviation e becomes small, the influence due to the individual difference becomes large. The integral gain value is set so that the integral action is valid.
Integral gain / e (control deviation) ²
By setting
[Equation 3]

It was.
[0058]
The division of the integral gain and the control deviation e is executed only when the absolute value of the control deviation e is greater than or equal to a certain set value (| e | ≧ set value), and is within a set value from 0 (| e | <set) In the case of (value), 0 is output without executing division.
[0059]
As a result, in the second embodiment of the present invention, as shown in FIG. 20, while preventing overshoot in the control to the target control shaft operating angle, nonlinear elements such as static friction and dynamic friction in the mechanism, aging of the engine, There is an effect that it is possible to correct a residual deviation caused by a variation in characteristics due to individual differences.
[0060]
Although the embodiments of the present invention have been described above, the specific configuration is not limited to the embodiments of the present invention, and even if there is a design change or the like without departing from the gist of the present invention. Included in the invention.
[0061]
For example, in the embodiment of the invention, the intake valve is taken as an example of the engine valve, but the present invention can also be applied to an exhaust valve.
In addition, the variable valve mechanism to which the present invention is applied is not limited to the structure illustrated in the embodiment of the present invention, but the structure shown in the conventional example and other variable valve mechanisms. The present invention can be applied to all mechanisms.
[0062]
【The invention's effect】
As described above in detail, in the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1 of the present invention, as described above, the control is performed based on the operating angle signal of the control shaft detected by the operating angle detecting means. Feedback operation amount calculation means for calculating a feedback operation amount of a linear characteristic so as to rotationally drive the shaft to a target control shaft operation angle position corresponding to the operating state of the engine, and operation of the control shaft by nonlinear characteristic input from the engine valve side A feedforward manipulated variable calculating means for calculating a feedforward manipulated variable having a non-linear characteristic to correct the angular fluctuation, and adding the feedback manipulated variable and the feedforward manipulated variable to obtain an manipulated variable output to the electromagnetic actuator. Output operation amount calculation means for calculating, so that in the control shaft operating angle control, it is transmitted from the cam shaft side to the control shaft. Responding to reaction force torque (variation at each engine speed and operating angle) that is a non-linear characteristic caused by valve spring reaction force, etc., stable response characteristics can be obtained, and controllability can be improved. Is obtained.
[0063]
The variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 2, wherein the feedforward manipulated variable calculation means is separated from the feedback manipulated variable calculation means independently of the variable valve control apparatus for the internal combustion engine according to claim 1. The configuration provided in the state facilitates the design of the feedback manipulated variable calculation means for performing the feedback control, and the design incorporating the reference model is possible, thereby obtaining a more stable response characteristic. Be able to.
[0064]
The variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 3 is the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to

claim

1 or 2, wherein the engine rotation speed detecting means for detecting the rotation speed of the engine, and the engine rotation speed A map for determining the non-linear reaction force torque from the engine speed detected by the number detecting means and the control shaft operating angle detected by the operating angle detecting means, and the feedforward manipulated variable calculating means based on the map Thus, the control can be simplified by calculating the feedforward manipulated variable that cancels out the nonlinear reaction force torque obtained in this way.
[0065]
In the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 4, wherein, in the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, detected by the operating angle detecting means and the target control shaft operating angle When the control deviation from the control axis operating angle is large, the integral operation is small, and when the deviation is small, the nonlinear gain integration compensation means is used. In this control, it is possible to correct the residual deviation caused by non-linear factors such as static friction and dynamic friction in the mechanism, engine aging, characteristic variations due to individual differences, and the like.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view (a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 2) showing a variable valve operating apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
FIG. 2 is a side view of the variable valve device.
FIG. 3 is a plan view of the variable valve operating device.
FIG. 4 is a perspective view showing an eccentric cam used in the variable valve operating apparatus.
FIG. 5 is a valve lift characteristic diagram corresponding to the base end surface of the swing cam and the cam surface in the variable valve device.
6 is a cross-sectional view (cross-sectional view taken along line BB in FIG. 2) showing the operation of the variable valve device at low speed and low load.
7 is a cross-sectional view showing the operation of the variable valve device at high speed and high load (cross-sectional view taken along line BB in FIG. 2).
FIG. 8 is a characteristic diagram of valve timing and valve lift of the variable valve device.
FIG. 9 is a block diagram showing an operating angle control system of the variable valve operating apparatus.
FIG. 10 is a system diagram showing the contents of an operating angle control circuit of a variable valve device of a conventional example.
FIG. 11 is a block diagram showing the contents of an operating angle control circuit of a conventional variable valve operating apparatus.
FIG. 12 is a block diagram of a VEL mechanism in the variable valve operating apparatus according to the first embodiment of the invention.
FIG. 13 is a system block diagram of the variable valve operating apparatus.
FIG. 14 is a system block diagram of a linear controller unit of the variable valve operating apparatus.
FIG. 15 is a system block diagram of a linear controller unit of the variable valve operating apparatus.
FIG. 16 is a system block diagram in which a non-linear controller is added to the linear controller of the variable valve device.
FIG. 17 is a map used in the variable valve operating apparatus.
FIG. 18 is a system block diagram of a variable valve operating apparatus according to a second embodiment of the invention.
FIG. 19 is a time chart showing the operating angle control state in the variable valve device of the conventional example.
FIG. 20 is a time chart showing an operating angle control state in the variable valve operating apparatus according to the second embodiment of the invention.
FIG. 21 is a cross-sectional view showing a conventional variable valve operating apparatus.
FIG. 22 is a block diagram showing an operating angle control system for a variable valve operating apparatus according to a conventional example.
[Explanation of symbols]
12 Intake valve (engine valve)
13 Cam shaft 15 Eccentric cam (oscillation drive means)
16 Control shaft 17 Control cam 18 Rocker arm 20 Oscillating cam 25 Link arm (oscillating drive means)
33 Valve spring CPU control device ( feedback manipulated variable computing means, feedforward manipulated variable computing means, nonlinear gain integral compensating means)
101 DC servo motor (electromagnetic Actuator d over data)
102 Working angle sensor (working angle detection means)
106 Engine speed sensor (engine speed detection means)

Claims

In the variable valve controller for an internal combustion engine for controlling a variable valve mechanism for changing the valve operating characteristic correlation to engine valve operating angle of the control shaft which is rotated by electromagnetic action Chue over data, actuation of the control shaft An operating angle detecting means for detecting an angle, and a feedback operating amount calculating means for calculating a feedback operating amount according to a control deviation between a target control shaft operating angle corresponding to the operating state of the engine and the detected control shaft operating angle ; , a reaction torque that is input to the control shaft from the engine valve side, the feed-forward operation for calculating a feedforward manipulated variable to cancel a reaction force torque is nonlinear with respect to the detected control shaft operating angle and amount calculating means, based on said feedback manipulated variable and said feedforward manipulated variable, the output operation amount calculating a manipulated variable to be output to the electromagnetic actuator Variable valve control apparatus for an internal combustion engine, characterized in that the calculation means, the provided.

The variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the feedforward manipulated variable calculating means is provided in a state of being separated and independent from the feedback manipulated variable calculating means.

It includes the engine rotational speed detecting means for detecting a rotational speed of the engine, and a map for obtaining the pre Kihan force torque before dangerous out the engine speed before dangerous out control shaft operating angle, the feed-forward manipulated variable calculation means, an internal combustion engine according to claim 1 or 2, characterized in that it is configured to calculate the feedforward manipulated variable to cancel Kihan force torque before calculated based on the map Variable valve controller.

Wherein when the control deviation between the target control shaft operating angle before dangerous out control shaft operating angle is large becomes small integration operation, when the control deviation is small includes a non-linear gain integral compensation means comprising a major integration operation The variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3, wherein:

The variable valve mechanism, the control shaft and a control cam which is fixed eccentrically to the outer periphery of the control shaft, the rocker arm swingably supported on the control cam arranged on the cam shaft and flat ascending A swing drive means for swinging and driving one end of the rocker arm according to the rotation of the camshaft; a swing cam for swinging in linkage with the other end of the rocker arm and opening the engine valve; The variable valve controller for an internal combustion engine according to claim 1, further comprising: a valve spring that biases the engine valve in a closing direction; and the electromagnetic actuator.