JP4313626B2

JP4313626B2 - Control device for variable valve timing mechanism

Info

Publication number: JP4313626B2
Application number: JP2003289134A
Authority: JP
Inventors: 直樹岡本
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2003-08-07
Filing date: 2003-08-07
Publication date: 2009-08-12
Anticipated expiration: 2023-08-07
Also published as: JP2005054754A

Description

本発明は、クランクシャフトに対する回転位相を変化させることで、動弁（吸・排気バルブ）のバルブタイミングを変化させる可変バルブタイミング機構の制御装置に関する。 The present invention relates to a control device for a variable valve timing mechanism that changes a valve timing of a valve (intake / exhaust valve) by changing a rotation phase with respect to a crankshaft.

従来、可変バルブタイミング機構として、内燃機関のクランクシャフトから回転を伝達される駆動回転体と、カムシャフト側の従動回転体との組付角度を、組付角調整機構によって変化させることによって、動弁の開閉タイミングをクランク角に対して進角側及び遅角側に変化させる構成のものが知られている（特許文献１参照）。
上記可変バルブタイミング機構の組付角調整機構は、一端の回転部が駆動回転体と従動回転体との一方に回転可能に連結されると共に、他端のスライド部が駆動回転体と従動回転体との他方に設けられた径方向ガイドにより径方向にスライド可能に連結されたリンクアームを備え、前記スライド部の径方向の移動に伴って回転部の位置が周方向に相対変位して、駆動回転体と従動回転体との組付角度が相対的に変化するように構成される。前記リンクアームのスライド部が係合する渦巻き状ガイドが形成され、かつ、ゼンマイばねによってバルブタイミングの遅角方向に付勢されたガイドプレートの相対回転角を、電磁ブレーキの制動力で制御することで、前記スライド部を径方向に変位させ、以って、バルブタイミングを進・遅角変位させるようになっている。 Conventionally, as a variable valve timing mechanism, an assembly angle adjustment mechanism is used to change the assembly angle between a drive rotor that receives rotation from a crankshaft of an internal combustion engine and a driven rotor on the camshaft side. There is known a configuration in which the opening / closing timing of the valve is changed to the advance side and the retard side with respect to the crank angle (see Patent Document 1).
In the assembly angle adjusting mechanism of the variable valve timing mechanism, the rotating part at one end is rotatably connected to one of the driving rotating body and the driven rotating body, and the sliding part at the other end is connected to the driving rotating body and the driven rotating body. And a link arm that is slidably connected in the radial direction by a radial guide provided on the other side, and the position of the rotating part is relatively displaced in the circumferential direction as the slide part moves in the radial direction, and is driven. The assembly angle between the rotating body and the driven rotating body is configured to change relatively. A spiral guide that engages with the slide portion of the link arm is formed, and the relative rotation angle of the guide plate that is urged by the mainspring spring in the retarded direction of the valve timing is controlled by the braking force of the electromagnetic brake. Thus, the slide portion is displaced in the radial direction, and thereby the valve timing is advanced / retarded.

以下、上記構成の組付角調整機構を備えた可変バルブタイミング機構を、スパイラルラジアルリンク式と称するものとする。
特開２００１−０４１０１３号公報 Hereinafter, the variable valve timing mechanism including the assembly angle adjusting mechanism having the above-described configuration is referred to as a spiral radial link type.
JP 2001-041013 A

前記特許文献１に開示されたスパイラルラジアルリンク式の可変バルブタイミング機構では、所定のバルブタイミング（回転位相）に保持中は、前記ゼンマイばねのばねトルクと、動弁をカムの回転によって開閉駆動するカム駆動トルクに対応するトルクを可変バルブタイミング機構から出力している。
しかしながら、特に、可変バルブタイミング機構とは別に動弁のバルブリフト量（又は作動角、以下バルブリフトで代表する）を変更する可変バルブリフト機構を備えた機関では、バルブリフトの変更に伴い、カム駆動トルクが変化するため、所定のバルブタイミング（回転位相）に保持するための必要保持トルクが変化し、可変バルブリフト機構によってバルブリフトが減少（増大）制御されるとカム駆動トルクが減少（増大）することによって必要保持トルクが減少（増大）し、相対的に進角（遅角）方向に駆動するトルクが増大（減少）する結果、バルブタイミングが進角（遅角）側に振れ、バルブタイミングが一時的に目標値からずれてしまい、トルク変動を生じるなど運転性を悪化させていた。 In the spiral radial link type variable valve timing mechanism disclosed in Patent Document 1, the spring torque of the mainspring spring and the valve are driven to open and close by the rotation of the cam while being held at a predetermined valve timing (rotation phase). Torque corresponding to the cam drive torque is output from the variable valve timing mechanism.
However, in particular, in an engine equipped with a variable valve lift mechanism that changes the valve lift amount (or operating angle, hereinafter referred to as valve lift) of the valve separately from the variable valve timing mechanism, the cam is changed along with the change of the valve lift. Since the driving torque changes, the required holding torque for holding at a predetermined valve timing (rotation phase) changes. When the valve lift is controlled to decrease (increase) by the variable valve lift mechanism, the cam driving torque decreases (increases). ) Decreases (increases) the required holding torque and increases (decreases) the torque that drives in the advance (retard) direction relatively. As a result, the valve timing swings toward the advance (retard) side, and the valve The timing temporarily deviates from the target value, resulting in a deterioration in drivability such as torque fluctuation.

本発明は、このような従来の課題に着目してなされたもので、可変バルブタイミング機構の必要保持トルクが変化してもバルブタイミングの変化を抑制でき、安定した機関運転性能が得られるようにすることを目的とする。 The present invention has been made paying attention to such a conventional problem, so that even if the required holding torque of the variable valve timing mechanism changes, the change in valve timing can be suppressed, and stable engine operation performance can be obtained. The purpose is to do.

このため、請求項１に係る発明は、バルブタイミングの目標値と実際値とに基づいて可変バルブタイミング機構の基本操作量を算出すると共に、動弁を駆動するカムの駆動トルクに応じた操作補正量を、機関回転速度の低速時は高速時より大きい値に算出し、
該算出した操作補正量と前記基本補正量とに基づいて設定される操作量によって、前記可変バルブタイミング機構を制御する構成とした。 For this reason, the invention according to claim 1 calculates the basic operation amount of the variable valve timing mechanism based on the target value and the actual value of the valve timing and corrects the operation according to the driving torque of the cam that drives the valve. The amount is calculated to be larger than the high speed when the engine speed is low,
The variable valve timing mechanism is controlled by an operation amount set based on the calculated operation correction amount and the basic correction amount .

カムの駆動トルクは、機関回転速度の低速時に高速時より大きくなり、可変バルブタイミング機構の必要保持トルクも低速時は高速時より増大する。この特性に応じて、可変バルブタイミング機構の操作補正量が低速時には高速時より大きい値となるように補正されるので、実際の保持トルクを変化した必要保持トルクに合わせて速やかに変化させてバルブタイミングの変動を防止でき、その結果、トルク変動等の運転性悪化を防止できる。 The driving torque of the cam is larger than that at high speed when the engine speed is low, and the required holding torque of the variable valve timing mechanism is also increased at high speed than when it is high. In accordance with this characteristic, the variable valve timing mechanism is corrected so that the operation correction amount is larger than that at high speed at low speeds. Therefore, the actual holding torque can be changed quickly according to the changed required holding torque. Timing fluctuations can be prevented, and as a result, drivability deterioration such as torque fluctuations can be prevented.

また、請求項２に係る発明は、機関動弁のバルブリフト量または作動角を変更する可変動弁機構を備え、該可変動弁機構によって制御される動弁のバルブリフト量または作動角を含むパラメータに応じて、前記可変バルブタイミング機構の操作補正量を算出する構成とした。
このようにすれば、カムの駆動トルクは、可変動弁機構によって制御される動弁のバルブリフト量または作動角の変更によって大きく変化するので、該動弁のバルブリフト量または作動角を含むパラメータに応じて、前記可変バルブタイミング機構の操作補正量を算出することにより、カムの駆動トルク変化に良好に対応した操作補正量を算出することができる。 The invention according to claim 2 includes a variable valve mechanism that changes a valve lift amount or operating angle of an engine valve, and includes the valve lift amount or operating angle of the valve controlled by the variable valve mechanism. The operation correction amount of the variable valve timing mechanism is calculated according to the parameter.
In this way, the cam drive torque varies greatly depending on the change of the valve lift or operating angle of the valve controlled by the variable valve mechanism, and therefore the parameter including the valve lift or operating angle of the valve Accordingly, by calculating the operation correction amount of the variable valve timing mechanism, it is possible to calculate the operation correction amount that properly corresponds to the cam drive torque change.

また、請求項３に係る発明は、機関温度を含むパラメータに応じて、前記可変バルブタイミング機構の操作補正量を算出する構成とした。
このようにすれば、機関温度によってもカムの駆動トルクが変化するので、これらを含むパラメータに応じて、前記可変バルブタイミング機構の操作補正量を算出することにより、カムの駆動トルク変化に応じた操作補正量を算出することができる。 The invention according to claim 3 is configured to calculate an operation correction amount of the variable valve timing mechanism in accordance with a parameter including the engine temperature .
In this way, the cam drive torque also changes depending on the engine temperature . Therefore, by calculating the operation correction amount of the variable valve timing mechanism according to the parameters including these, the cam drive torque changes according to the cam temperature. An operation correction amount can be calculated.

以下、本発明の実施の形態を図に基づいて説明する。
図１は、実施形態における車両用内燃機関の構成図である。
この図１において、内燃機関１０１の吸気管１０２には、スロットルモータ１０３ａでスロットルバルブ１０３ｂを開閉駆動する電子制御スロットル１０４が介装され、該電子制御スロットル１０４及び吸気バルブ１０５を介して、燃焼室１０６内に空気が吸入される。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a configuration diagram of an internal combustion engine for a vehicle in the embodiment.
In FIG. 1, an electronic control throttle 104 that opens and closes a throttle valve 103 b by a throttle motor 103 a is interposed in an intake pipe 102 of the internal combustion engine 101, and the combustion chamber is connected via the electronic control throttle 104 and the intake valve 105. Air is inhaled into 106.

燃焼排気は燃焼室１０６から排気バルブ１０７を介して排出され、フロント触媒１０８及びリア触媒１０９で浄化された後、大気中に放出される。
前記排気バルブ１０７は、排気側カムシャフト１１０に軸支されたカム１１１によって一定のリフト量及び作動角（開から閉までのクランク角）を保って開閉駆動されるが、吸気バルブ１０５は、可変バルブリフト機構１１２によってリフト量及び作動角が連続的に変えられるようになっている。なお、リフト量と作動角とは、一方の特性が決まれば他方の特性も決まるように同時に変えられる。 The combustion exhaust is discharged from the combustion chamber 106 through the exhaust valve 107, purified by the front catalyst 108 and the rear catalyst 109, and then released into the atmosphere.
The exhaust valve 107 is driven to open and close by a cam 111 pivotally supported by the exhaust camshaft 110 while maintaining a constant lift amount and operating angle (crank angle from opening to closing), while the intake valve 105 is variable. The lift amount and the operating angle are continuously changed by the valve lift mechanism 112. It should be noted that the lift amount and the operating angle can be changed simultaneously so that if one characteristic is determined, the other characteristic is also determined.

同じく吸気側には、前記クランクシャフトと吸気側カムシャフトとの回転位相差を連続的に可変制御して、吸気バルブ１０５のバルブタイミング（弁開閉タイミング）を進遅角する機構で構成される可変バルブタイミング機構２０１及び該吸気側カムシャフトの回転位置を検出するための吸気側カム角センサ２０２が吸気側カムシャフトの両端部に設けられる。上記のように、吸気バルブ１０５の異なる作動特性であるリフト量（作動角）とバルブタイミングとをそれぞれ変更する複数の可変動弁機構として、可変バルブリフト機構１１２と可変バルブタイミング機構２０１とを備える。 Similarly, on the intake side, the variable is constituted by a mechanism that continuously and variably controls the rotational phase difference between the crankshaft and the intake camshaft to advance and retard the valve timing (valve opening / closing timing) of the intake valve 105. An intake side cam angle sensor 202 for detecting the rotational position of the valve timing mechanism 201 and the intake side camshaft is provided at both ends of the intake side camshaft. As described above, the variable valve lift mechanism 112 and the variable valve timing mechanism 201 are provided as a plurality of variable valve mechanisms that change the lift amount (operation angle) and the valve timing, which are different operation characteristics of the intake valve 105, respectively. .

前記可変バルブタイミング機構２０１は、クランクシャフト１２０に対する吸気側カムシャフト１３４の回転位相を変化させることで、吸気バルブ１０５のバルブタイミングを変化させる機構であり、本実施形態では、後述するようなスパイラルラジアルリンク式の可変バルブタイミング機構を採用する。
尚、本実施形態では吸気バルブ１０５側にのみ可変バルブタイミング機構２０１を備える構成としたが、吸気バルブ１０５側に代えて、又は、吸気バルブ１０５側と共に、排気バルブ１０７側に可変バルブタイミング機構を備える構成であっても良い。 The variable valve timing mechanism 201 is a mechanism that changes the valve timing of the intake valve 105 by changing the rotation phase of the intake camshaft 134 with respect to the crankshaft 120. In this embodiment, a spiral radial as will be described later. Adopts a link type variable valve timing mechanism.
In this embodiment, the variable valve timing mechanism 201 is provided only on the intake valve 105 side. However, a variable valve timing mechanism is provided on the exhaust valve 107 side instead of the intake valve 105 side or together with the intake valve 105 side. The structure provided may be sufficient.

また、各気筒の吸気ポート１３０には、電磁式の燃料噴射弁１３１が設けられ、該燃料噴射弁１３１は、エンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）１１４からの噴射パルス信号によって開弁駆動されると、所定圧力に調整された燃料を吸気バルブ１０５に向けて噴射する。
マイクロコンピュータを内蔵する前記ＥＣＵ１１４には、各種センサからの検出信号が入力され、該検出信号に基づく演算処理によって、前記電子制御スロットル１０４，可変バルブタイミング機構２０１及び燃料噴射弁１３１を制御する。 In addition, an electromagnetic fuel injection valve 131 is provided in the intake port 130 of each cylinder. When the fuel injection valve 131 is driven to open by an injection pulse signal from an engine control unit (ECU) 114, a predetermined value is set. The fuel adjusted to the pressure is injected toward the intake valve 105.
Detection signals from various sensors are input to the ECU 114 incorporating the microcomputer, and the electronic control throttle 104, the variable valve timing mechanism 201, and the fuel injection valve 131 are controlled by arithmetic processing based on the detection signals.

前記各種センサとしては、アクセル開度を検出するアクセル開度センサＡＰＳ１１６、機関１０１の吸入空気量Ｑを検出するエアフローメータ１１５、クランクシャフト１２０からクランク角１８０°毎の基準クランク角信号ＲＥＦ（基準回転位置信号）と単位クランク角度毎の単位角度信号ＰＯＳを取り出すクランク角センサ１１７、スロットルバルブ１０３ｂの開度ＴＶＯを検出するスロットルセンサ１１８、機関１０１の冷却水温度を検出する水温センサ１１９、吸気側カムシャフト１３４からカム角９０°（クランク角１８０°）毎のカム信号ＣＡＭ（基準回転位置信号）を取り出すカムセンサ２０２が設けられている。 Examples of the various sensors include an accelerator opening sensor APS116 for detecting the accelerator opening, an air flow meter 115 for detecting the intake air amount Q of the engine 101, a reference crank angle signal REF (reference rotation for each crank angle of 180 ° from the crankshaft 120). Position signal) and a unit angle signal POS for each unit crank angle, a crank angle sensor 117 for detecting the opening TVO of the throttle valve 103b, a water temperature sensor 119 for detecting the coolant temperature of the engine 101, and an intake side cam A cam sensor 202 is provided for extracting a cam signal CAM (reference rotation position signal) for each cam angle 90 ° (crank angle 180 °) from the shaft 134.

尚、前記基準クランク角信号ＲＥＦの周期、又は、単位時間当たりの単位角度信号ＰＯＳの発生数に基づいて、ＥＣＵ１１４において機関回転速度Ｎｅが算出される。
図２〜図４は、前記可変バルブリフト機構１１２の構造を詳細に示すものである。
図２〜図４に示す可変バルブリフト機構は、一対の吸気バルブ１０５，１０５と、シリンダヘッド１１のカムシャフト受１４に回転自在に支持された中空状のカムシャフト１３（駆動軸）と、該カムシャフト１３に軸支された回転カムである２つの偏心カム１５，１５（駆動カム）と、前記カムシャフト１３の上方位置に同じカムシャフト受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、各吸気バルブ１０５，１０５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とを備えている。 The ECU 114 calculates the engine rotational speed Ne based on the cycle of the reference crank angle signal REF or the number of unit angle signals POS generated per unit time.
2 to 4 show the structure of the variable valve lift mechanism 112 in detail.
The variable valve lift mechanism shown in FIGS. 2 to 4 includes a pair of intake valves 105, 105, a hollow camshaft 13 (drive shaft) rotatably supported by the camshaft receiver 14 of the cylinder head 11, Two eccentric cams 15 and 15 (drive cams), which are rotational cams supported on the camshaft 13, and a control shaft 16 rotatably supported by the same camshaft receiver 14 above the camshaft 13. A pair of rocker arms 18, 18 supported on the control shaft 16 via a control cam 17 so as to be swingable, and a pair of rocker arms 19, 19 disposed at upper ends of the intake valves 105, 105 via valve lifters 19, 19. Independent rocking cams 20 and 20 are provided.

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、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。
上記ロッカアーム１８，１８，リンクアーム２５，２５，リンク部材２６，２６が伝達機構を構成する。 The eccentric cams 15 and 15 and the rocker arms 18 and 18 are linked by link arms 25 and 25, and the rocker arms 18 and 18 and the swing cams 20 and 20 are linked by link members 26 and 26.
The rocker arms 18, 18, the link arms 25, 25, and the link members 26, 26 constitute a transmission mechanism.

前記偏心カム１５は、図５に示すように、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、内部軸方向にカムシャフト挿通孔１５ｃが貫通形成されていると共に、カム本体１５ａの軸心Ｘがカムシャフト１３の軸心Ｙから所定量だけ偏心している。
また、前記一対の偏心カム１５は、カムシャフト１３に対し前記バルブリフター１９に干渉しない両外側にカムシャフト挿通孔１５ｃを介して圧入固定されていると共に、カム本体１５ａの外周面１５ｄが同一のカムプロフィールに形成されている。 As shown in FIG. 5, the eccentric cam 15 has a substantially ring shape and includes a small-diameter cam main body 15a and a flange portion 15b integrally provided on the outer end surface of the cam main body 15a. A camshaft insertion hole 15 c is formed through the shaft, and the axis X of the cam body 15 a is eccentric from the axis Y of the camshaft 13 by a predetermined amount.
The pair of eccentric cams 15 are press-fitted and fixed to the camshaft 13 on both outer sides that do not interfere with the valve lifter 19 through camshaft insertion holes 15c, and the outer peripheral surface 15d of the cam body 15a is the same. The cam profile is formed.

前記ロッカアーム１８は、図４に示すように、略クランク状に屈曲形成され、中央の基部１８ａが制御カム１７に回転自存に支持されている。
また、基部１８ａの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、基部１８ａの内端部に突設された他端部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。 As shown in FIG. 4, the rocker arm 18 is bent in a substantially crank shape, and a central base portion 18 a is supported by the control cam 17 in a self-rotating manner.
A pin hole 18d into which a pin 21 connected to the tip end of the link arm 25 is press-fitted is formed at one end 18b protruding from the outer end of the base 18a, while the inner end of the base 18a is formed. A pin hole 18e into which a pin 28 connected to one end portion 26a (described later) of each link member 26 is press-fitted is formed in the other end portion 18c projecting from the portion.

前記制御カム１７は、円筒状を呈し、制御軸１６外周に固定されていると共に、図２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。
前記揺動カム２０は、図２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にカムシャフト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。 The control cam 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.
As shown in FIGS. 2, 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.

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。
即ち、図８に示すバルブリフト特性からみると、図２に示すように基円面２４ａの所定角度範囲θ１がベースサークル区間になり、カム面２４ｂの前記ベースサークル区間θ１から所定角度範囲θ２が所謂ランプ区間となり、更に、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。 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.
That is, when viewed from the valve lift characteristics shown in FIG. 8, as shown in FIG. 2, the predetermined angle range θ1 of the base circle surface 24a becomes the base circle section, and the predetermined angle range θ2 from the base circle section θ1 of the cam surface 24b changes. This is a so-called ramp section, and further, a predetermined angle range θ3 from the ramp section θ2 of the cam surface 24b is set to be a lift section.

また、前記リンクアーム２５は、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。
更に、前記リンク部材２６は、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。 The link arm 25 includes an annular base portion 25a and a projecting end 25b projecting at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base portion 25a. At the center position of the base portion 25a, the cam body of the eccentric cam 15 is provided. A fitting hole 25c is formed in the outer peripheral surface of 15a so as to be freely rotatable, and a pin hole 25d through which the pin 21 is rotatably inserted is formed in the protruding end 25b.
Further, the link member 26 is formed in a straight line having a predetermined length, and circular pin ends 26a and 26b have pin holes 18d in the other end 18c of the rocker arm 18 and the end 23 of the swing cam 20, respectively. , 23a, and pin insertion holes 26c and 26d through which end portions of the pins 28 and 29 are rotatably inserted are formed.

尚、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。
上記構成において、制御軸１６の軸心Ｐ２と制御カム１７の軸心Ｐ１との位置関係によって、図６，７に示すように、リフト量が変化することになり、前記制御軸１６を回転駆動させることで、制御カム１７の軸心Ｐ１に対する制御軸１６の軸心Ｐ２の位置を変化させる。 In addition, 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 pin 21, 28, and 29.
In the above configuration, the lift amount varies as shown in FIGS. 6 and 7 depending on the positional relationship between the axis P2 of the control shaft 16 and the axis P1 of the control cam 17, and the control shaft 16 is driven to rotate. As a result, the position of the axis P2 of the control shaft 16 relative to the axis P1 of the control cam 17 is changed.

前記制御軸１６は、図１０に示すような構成により、ＤＣサーボモータ（アクチュエータ）１２１によってストッパで規定される最小角度位置と最大角度位置との間の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、前記制御軸１６の作動角を前記アクチュエータ１２１で変化させることで、吸気バルブ１０５のリフト量及び作動角が連続的に変化する（図９参照）。 The control shaft 16 is driven to rotate within a predetermined rotation angle range between a minimum angle position and a maximum angle position defined by a stopper by a DC servo motor (actuator) 121 with the configuration shown in FIG. By changing the operating angle of the control shaft 16 by the actuator 121, the lift amount and the operating angle of the intake valve 105 change continuously (see FIG. 9).

図１０において、ＤＣサーボモータ１２１は、その回転軸が制御軸１６と平行になるように配置され、回転軸の先端には、かさ歯車１２２が軸支されている。
一方、前記制御軸１６の先端に一対のステー１２３ａ，１２３ｂが固定され、一対のステー１２３ａ，１２３ｂの先端部を連結する制御軸１６と平行な軸周りに、ナット１２４が揺動可能に支持される。 In FIG. 10, the DC servo motor 121 is arranged so that its rotation shaft is parallel to the control shaft 16, and a bevel gear 122 is pivotally supported at the tip of the rotation shaft.
On the other hand, a pair of stays 123a and 123b are fixed to the tip of the control shaft 16, and a nut 124 is swingably supported around an axis parallel to the control shaft 16 connecting the tips of the pair of stays 123a and 123b. The

前記ナット１２４に噛み合わされるネジ棒１２５の先端には、前記かさ歯車１２２に噛み合わされるかさ歯車１２６が軸支されており、ＤＣサーボモータ１２１の回転によってネジ棒１２５が回転し、該ネジ棒１２５に噛み合うナット１２４の位置が、ネジ棒１２５の軸方向に変位することで、制御軸１６が回転されるようになっている。
ここで、ナット１２４の位置をかさ歯車１２６に近づける方向が、リフト量が小さくなる方向で、逆に、ナット１２４の位置をかさ歯車１２６から遠ざける方向が、リフト量が大きくなる方向となっている。 A bevel gear 126 meshed with the bevel gear 122 is pivotally supported at the tip of the screw rod 125 meshed with the nut 124, and the screw rod 125 is rotated by the rotation of the DC servo motor 121. The position of the nut 124 that meshes with the 125 is displaced in the axial direction of the screw rod 125 so that the control shaft 16 is rotated.
Here, the direction in which the position of the nut 124 is brought closer to the bevel gear 126 is a direction in which the lift amount is reduced, and conversely, the direction in which the position of the nut 124 is moved away from the bevel gear 126 is a direction in which the lift amount is increased. .

前記制御軸１６の先端には、図１０に示すように、制御軸１６の回転角を検出するホールＩＣ式の回転角センサ１２７が設けられており、該回転角センサ１２７で検出される実際の回転角が目標回転角に一致するように、前記コントロールユニット１１４が前記ＤＣサーボモータ１２１をフィードバック制御する。ここで、制御軸１６の回転角制御によってリフト量と作動角とは同時に変えられるので、回転角センサ１２７は吸気バルブ１０５の作動角を検出すると同時にリフト量を検出するセンサである。 As shown in FIG. 10, a Hall IC type rotation angle sensor 127 that detects the rotation angle of the control shaft 16 is provided at the tip of the control shaft 16, and the actual angle detected by the rotation angle sensor 127 is detected. The control unit 114 feedback-controls the DC servo motor 121 so that the rotation angle matches the target rotation angle. Here, since the lift amount and the operating angle can be changed simultaneously by the rotation angle control of the control shaft 16, the rotation angle sensor 127 is a sensor that detects the lift amount at the same time as detecting the operating angle of the intake valve 105.

次に、前記可変バルブタイミング機構２０１の構成を、図１１〜図１８に基づいて説明する。
図１１に示すように、前記吸気側のカムシャフト１３４と、このカムシャフト１３４の前端部に必要に応じて相対回動できるように組み付けられ、チェーン（図示せず）を介してクランクシャフト（図示せず）に連係されるタイミングスプロケット３０２を外周に有する駆動リンク３０３（駆動回転体）と、この駆動リング３とカムシャフト１３４の前方側（図１１中左側）に配置されて、両者３０３，３０１の組付角を操作する組付角操作機構３０４と、この組付角操作機構３０４のさらに前方側に配置されて、同機構３０４を駆動する操作力付与手段３０５と、内燃機関の図外のシリンダヘッドとヘッドカバーの前面に跨って取り付けられて組付角操作機構３０４と操作力付与手段３０５の前面と周域を覆う図外のＶＴＣカバーと、を備えている。 Next, the configuration of the variable valve timing mechanism 201 will be described with reference to FIGS.
As shown in FIG. 11, the camshaft 134 on the intake side and the front end portion of the camshaft 134 are assembled so as to be relatively rotatable as necessary, and a crankshaft (not shown) is connected via a chain (not shown). A drive link 303 (drive rotator) having a timing sprocket 302 linked to the outer periphery thereof, and a drive ring 3 and a front side (left side in FIG. 11) of the camshaft 134, both 303, 301. An assembly angle operation mechanism 304 for operating the assembly angle, an operation force applying means 305 that is disposed further forward of the assembly angle operation mechanism 304 and drives the mechanism 304, and an internal combustion engine (not shown). An unillustrated VTC cover that is attached across the cylinder head and the front surface of the head cover and covers the front surface and the peripheral area of the assembly angle operation mechanism 304 and the operation force applying means 305 is provided. To have.

駆動リング３０３は、段差状の挿通孔３０６を備えた短軸円筒状に形成され、この挿通孔３０６部分が、カムシャフト１３４の前端部に結合された従動軸部材３０７（従動回転体）に回転可能に組み付けられている。そして、駆動リング３０３の前面（カムシャフト１３４と逆側の面）には、図１２に示すように、対面する平行な側壁を有する３個の径方向溝３０８（径方向ガイド）が駆動リング３０３のほぼ半径方向に沿うように形成されている。 The drive ring 303 is formed in a short shaft cylindrical shape having a step-like insertion hole 306, and the insertion hole 306 portion rotates to a driven shaft member 307 (driven rotating body) coupled to the front end portion of the camshaft 134. It is assembled as possible. As shown in FIG. 12, three radial grooves 308 (radial guides) having parallel side walls facing each other are provided on the front surface of the drive ring 303 (the surface opposite to the camshaft 134). It is formed so as to be along the substantially radial direction.

また、従動軸部材３０７は、図１１に示すように、カムシャフト１３４の前端部に突き合される基部側外周に拡径部が形成されると共に、その拡径部よりも前方側の外周面に放射状に突出する三つのレバー３０９が一体に形成され、軸芯部を貫通するボルト３１０によってカムシャフト１３４に結合されている。各レバー３０９には、リンク３１１の基端がピン３１２によって軸支連結され、各リンク３１１の先端には前記各径方向溝３０８に摺動自由に係合する円柱状の突出部３１３が一体に形成されている。 Further, as shown in FIG. 11, the driven shaft member 307 has a diameter-enlarged portion formed on the base-side outer periphery that abuts against the front end portion of the camshaft 134, and an outer peripheral surface on the front side of the enlarged-diameter portion. The three levers 309 projecting radially are integrally formed, and are coupled to the camshaft 134 by bolts 310 penetrating the shaft core portion. The base end of each link 311 is pivotally connected to each lever 309 by a pin 312, and a columnar protrusion 313 slidably engaged with each radial groove 308 is integrally formed at the tip of each link 311. Is formed.

各リンク３１１は、突出部３１３が対応する径方向溝８に係合した状態において、ピン３１２を介して従動軸部材３０７に連結されているため、リンク３１１の先端側が外力を受けて径方向溝３０８に沿って変位すると、駆動リング３０３と従動軸部材３０７はリンク３１１の作用によって突出部３１３の変位に応じた方向及び角度だけ相対回動する。
また、各リンク３１１の先端部には、軸方向前方側に開口する収容穴３１４が形成され、この収容穴３１４に、後述する渦巻き溝３１５（渦巻き状ガイド）に係合する球面突起３１６ａを有する係合ピン３１６（転動部材）と、この係合ピン３１６を前方側（渦巻き溝３１５側）に付勢するコイルばね３１７とが収容されている。尚、この実施形態の場合、リンク３１１の先端の突出部３１３と係合ピン３１６、コイルばね３１７等によって径方向に変位可能な可動案内部が構成されている。 Since each link 311 is connected to the driven shaft member 307 via the pin 312 in a state where the protruding portion 313 is engaged with the corresponding radial groove 8, the distal end side of the link 311 receives an external force and receives the radial groove. When displaced along 308, the drive ring 303 and the driven shaft member 307 are relatively rotated by the action of the link 311 by a direction and an angle corresponding to the displacement of the protruding portion 313.
In addition, a housing hole 314 that opens to the front side in the axial direction is formed at the tip of each link 311, and the housing hole 314 has a spherical protrusion 316 a that engages with a spiral groove 315 (spiral guide) described later. An engagement pin 316 (rolling member) and a coil spring 317 that biases the engagement pin 316 forward (spiral groove 315 side) are accommodated. In the case of this embodiment, a movable guide portion that is displaceable in the radial direction is constituted by the protruding portion 313 at the tip of the link 311, the engagement pin 316, the coil spring 317, and the like.

一方、従動軸部材３０７のレバー３０９の突設位置よりも前方側には、円板状のフランジ壁３１８ａを有する中間回転体３１８が軸受３３１を介して回転自在に支持されている。この中間回転体３１８のフランジ壁３１８ａの後面側には断面半円状の前述の渦巻き溝３１５が形成され、この渦巻き溝３１５に、前記各リンク３１１の先端の係合ピン３１６が転動自在に案内係合されている。渦巻き溝３１５の渦巻きは、駆動リング３０３の回転方向に沿って次第に縮径するように形成されている。したがって、各リンク３１１先端の係合ピン３１６が渦巻き溝３１５に係合した状態において、中間回転体３１８が駆動リング３０３に対して遅れ方向に相対回転すると、リンク３１１の先端部は径方向溝３０８に案内されつつ、渦巻き溝３１５の渦巻き形状に誘導されて半径方向内側に移動し、逆に、中間回転体３１８が進み方向に相対変位すると、半径方向外側に移動する。 On the other hand, an intermediate rotating body 318 having a disk-like flange wall 318 a is rotatably supported via a bearing 331 in front of the protruding position of the lever 309 of the driven shaft member 307. The aforementioned spiral groove 315 having a semicircular cross section is formed on the rear surface side of the flange wall 318a of the intermediate rotating body 318, and the engagement pin 316 at the tip of each link 311 can roll freely in the spiral groove 315. The guide is engaged. The spiral of the spiral groove 315 is formed so as to gradually reduce the diameter along the rotation direction of the drive ring 303. Therefore, in the state where the engagement pin 316 at the tip of each link 311 is engaged with the spiral groove 315, when the intermediate rotator 318 rotates relative to the drive ring 303 in the delay direction, the tip of the link 311 becomes the radial groove 308. When the intermediate rotating body 318 is relatively displaced in the advancing direction, it is guided radially by the spiral shape of the spiral groove 315 and conversely moves in the radial direction.

この実施形態の組付角操作機構３０４は、以上説明した駆動リング３０３の径方向溝３０８、リンク３１１、突出部３１３、係合ピン３１６、レバー３０９、中間回転体３１８、渦巻き溝３１５等によって構成されている。この組付角操作機構３０４は、操作力付与手段３０５から中間回転体３１８にカムシャフト１３４に対する相対的な回動操作力が入力されると、その操作力が渦巻き溝３１５と係合ピン３１６の係合部を通してリンク３１１の先端を径方向に変位させ、このときリンク３１１とレバー３０９の作用によって駆動リンク３０３と従動軸部材３０７に相対的な回動力を伝達する。 The assembly angle operation mechanism 304 of this embodiment is constituted by the radial groove 308, the link 311, the protrusion 313, the engagement pin 316, the lever 309, the intermediate rotating body 318, the spiral groove 315, etc. of the drive ring 303 described above. Has been. When the relative turning operation force with respect to the camshaft 134 is input from the operation force applying means 305 to the intermediate rotating body 318, the assembly angle operation mechanism 304 receives the operation force from the spiral groove 315 and the engagement pin 316. The distal end of the link 311 is displaced in the radial direction through the engaging portion, and at this time, relative rotational force is transmitted to the drive link 303 and the driven shaft member 307 by the action of the link 311 and the lever 309.

一方、操作力付与手段３０５は、中間回転体３１８を駆動リング３０３の回転方向に付勢するゼンマイばね３１９と、中間回転体３１８を駆動リング３０３の回転方向と逆方向に付勢すべく制動機構であるヒステリシスブレーキ３２０と、を備えてなり、内燃機関の運転状態に応じてヒステリシスブレーキ３２０の制動力を適宜制御することにより、中間回転体３１８を駆動リング３０３に対して相対回動させ、或は、両者の回動位置を維持するようになっている。 On the other hand, the operating force applying means 305 includes a spring 319 that urges the intermediate rotator 318 in the rotation direction of the drive ring 303 and a braking mechanism that urges the intermediate rotator 318 in the direction opposite to the rotation direction of the drive ring 303. The intermediate rotating body 318 relative to the drive ring 303 by appropriately controlling the braking force of the hysteresis brake 320 according to the operating state of the internal combustion engine, or Is configured to maintain the rotational position of both.

ゼンマイばね３１９は、駆動リング３０３に一体に取り付けられた円筒部材３２１にその外周端部が結合される一方で、内周端部が中間回転体３１８の円筒状の基部に結合され、全体が中間回転体３１８のフランジ壁３１８ａの前方側スペースに配置されている。
一方、ヒステリシスブレーキ３２０は、中間回転体３１８の前端部にリテーナプレート３２２を介して取り付けられた有底円筒状のヒステリシスリング３２３と、非回転部材である図外のＶＴＣカバーに回転を規制した状態で取り付けられた磁界制御手段としての電磁コイル３２４と、電磁コイル３２４の磁気を誘導する磁気誘導部材であるコイルヨーク３２５と、を備え、電磁コイル３２４が機関の運転状態に応じて前記ＥＣＵ１１４によって通電制御されるようになっている。 The spring spring 319 has an outer peripheral end coupled to a cylindrical member 321 integrally attached to the drive ring 303, while an inner peripheral end is coupled to a cylindrical base of the intermediate rotating body 318, and the whole is intermediate. The rotating body 318 is disposed in the space on the front side of the flange wall 318a.
On the other hand, the hysteresis brake 320 is in a state in which the rotation is restricted by a bottomed cylindrical hysteresis ring 323 attached to the front end portion of the intermediate rotating body 318 via a retainer plate 322 and a VTC cover (not shown) which is a non-rotating member. And a coil yoke 325 which is a magnetic induction member for guiding the magnetism of the electromagnetic coil 324. The electromagnetic coil 324 is energized by the ECU 114 according to the operating state of the engine. To be controlled.

ヒステリシスリング３２３は、図１４に示すように、外部の磁界の変化に対して位相遅れをもって磁束力が変化する特性（磁気的ヒステリシス特性）を持つヒステリシス材（半硬質材）によって形成され、外周側の円筒壁３２３ａ部分が前記コイルヨーク３２５によって制動作用を受けるようになっている。
コイルヨーク３２５は電磁コイル３２５を取り囲むように全体が略円筒形状に形成され、その内周面が軸受３２８を介して従動軸部材３０７の先端部に回転可能に支持されている。そして、コイルヨーク３１５の後部面側（中間回転体３１８側）には磁気入出部分が円筒状の隙間をもって向かい合うように周面状の一対の対向面３２６，３２７が形成されている。 As shown in FIG. 14, the hysteresis ring 323 is formed of a hysteresis material (semi-hard material) having a characteristic (magnetic hysteresis characteristic) in which the magnetic flux force changes with a phase lag with respect to a change in an external magnetic field, and the outer peripheral side. The cylindrical wall 323a is subjected to a braking action by the coil yoke 325.
The entire coil yoke 325 is formed in a substantially cylindrical shape so as to surround the electromagnetic coil 325, and the inner peripheral surface thereof is rotatably supported by the tip end portion of the driven shaft member 307 via the bearing 328. A pair of circumferential facing surfaces 326 and 327 are formed on the rear surface side (intermediate rotating body 318 side) of the coil yoke 315 so that the magnetic input / output portions face each other with a cylindrical gap.

図１３に示すように、コイルヨーク３２５の両対向面３２６，３２７には夫々円周方向に沿って複数の凹凸が連続して形成され、これらの凹凸のうちの凸部３２６ａ，３２７ａが磁極（磁界発生部）を成すようになっている。
そして、一方の対向面３２６の凸部３２６ａと他方の対向面３２７の凸部３２７ａは円周方向に交互に配置され、対向面３２６，３２７相互の近接する凸部３２６ａ，３２７ａがすべて円周方向にずれている。したがって、両対向面３２６，３２７の近接する凸部３２６ａ，３２７ａ間には、電磁コイル２４の励磁によって図１６に示すような円周方向に傾きをもった向きの磁界が発生する。そして、両対向面３２６，３２７間の隙間には前記ヒステリシスリング３２３の円筒壁３２３ａが非接触状態で介装されている。 As shown in FIG. 13, a plurality of concavities and convexities are continuously formed along the circumferential direction on both opposing surfaces 326 and 327 of the coil yoke 325, and the convex portions 326 a and 327 a among these concavities and convexities are magnetic poles ( A magnetic field generator).
And the convex part 326a of one opposing surface 326 and the convex part 327a of the other opposing surface 327 are alternately arrange | positioned in the circumferential direction, and the convex parts 326a and 327a which the opposing surfaces 326 and 327 mutually adjoin are all the circumferential direction. It is shifted to. Accordingly, a magnetic field having a direction inclined in the circumferential direction as shown in FIG. 16 is generated between the convex portions 326a and 327a adjacent to each other on the opposing surfaces 326 and 327 by the excitation of the electromagnetic coil 24. A cylindrical wall 323a of the hysteresis ring 323 is interposed in a non-contact state in the gap between the opposing surfaces 326 and 327.

ここで、このヒステリシスブレーキ３２０の作動原理を図１７によって説明する。尚、図１７（Ａ）はヒステリシスリング３２３（ヒステリシス材）に最初に磁界をかけた状態を示し、図１７（Ｂ）は上記（Ａ）の状態からヒステリシスリング３２３を変位（回転）させた状態を示す。
図１７（Ａ）の状態においては、コイルヨーク３２５の対向面３２６，３２７間の磁界の向き（対向面２７の凸部３２７ａから他方の対向面３２６の凸部３２７ａに向かう磁界の向き）に沿うようにヒステリシスリング３２３内に磁束の流れが生じる。 Here, the operating principle of the hysteresis brake 320 will be described with reference to FIG. 17A shows a state in which a magnetic field is first applied to the hysteresis ring 323 (hysteresis material), and FIG. 17B shows a state in which the hysteresis ring 323 is displaced (rotated) from the state (A). Indicates.
17A, the direction of the magnetic field between the opposing surfaces 326 and 327 of the coil yoke 325 (the direction of the magnetic field from the convex portion 327a of the opposing surface 27 toward the convex portion 327a of the other opposing surface 326) is met. Thus, a magnetic flux flows in the hysteresis ring 323.

この状態からヒステリシスリング３２３が図１７（Ｂ）に示すように外力Ｆを受けて移動すると、外部磁界内をヒステリシスリング３２３が変位することとなるため、このときヒステリシスリング３２３の内部の磁束は位相遅れをもち、ヒステリシスリング３２３の内部の磁束の向きは対向面３２６，３２７間の磁界の向きに対してずれる（傾斜する）こととなる。したがって、対向面３２７の凸部３２７ａからヒステリシスリング３２３に入る磁束の流れ（磁力線）と、ヒステリシスリング３２３から他方の対向面３２６の凸部３２６ａに向かう磁束の流れ（磁力線）が歪められ、このとき、この磁束の流れの歪みを矯正するような引き合い力が対向面３２６，３２７とヒステリシスリング３２３の間に作用し、その引き合い力がヒステリシスリング３２３を制動する抗力Ｆ’として働く。 When the hysteresis ring 323 moves in response to the external force F as shown in FIG. 17B from this state, the hysteresis ring 323 is displaced in the external magnetic field. At this time, the magnetic flux inside the hysteresis ring 323 is phase-shifted. With a delay, the direction of the magnetic flux inside the hysteresis ring 323 is shifted (tilted) with respect to the direction of the magnetic field between the opposing surfaces 326 and 327. Accordingly, the flow of magnetic flux (magnetic lines) entering the hysteresis ring 323 from the convex portion 327a of the opposing surface 327 and the flow of magnetic flux (magnetic lines) from the hysteresis ring 323 toward the convex portion 326a of the other opposing surface 326 are distorted. An attractive force that corrects the distortion of the magnetic flux acts between the opposing surfaces 326 and 327 and the hysteresis ring 323, and the attractive force acts as a drag force F ′ that brakes the hysteresis ring 323.

このヒステリシスブレーキ３２０は、以上のようにヒステリシスリング３２３が対向面３２６，３２７間の磁界内を変位するときに、ヒステリシスリング３２３の内部の磁束の向きと磁界の向きのずれによって制動力を発生するものであるが、その制動力は、ヒステリシスリング３２３の回転速度（対向面３２６，３２７とヒステリシスリング３２３の相対速度）に関係なく、磁界の強さ、即ち、電磁コイル３２４の励磁電流の大きさに略比例した一定の値となる。 When the hysteresis ring 323 is displaced in the magnetic field between the opposing surfaces 326 and 327 as described above, the hysteresis brake 320 generates a braking force due to the deviation of the direction of the magnetic flux inside the hysteresis ring 323 and the direction of the magnetic field. However, the braking force depends on the strength of the magnetic field, that is, the magnitude of the excitation current of the electromagnetic coil 324, regardless of the rotational speed of the hysteresis ring 323 (relative speed between the opposed surfaces 326 and 327 and the hysteresis ring 323). It becomes a constant value approximately proportional to.

図１８（Ａ），（Ｂ）は、夫々この実施形態のヒステリシスブレーキ３２０と従来の技術で説明した渦電流を用いたブレーキに対し、回転速度と制動トルクの関係を、励磁電流をａ〜ｄ（ａ＜ｂ＜ｃ＜ｄ）に変えて調べた試験結果である。この試験結果からは、ヒステリシスブレーキ３２０は渦電流を用いたブレーキのように回転速度の影響を何等受けることがなく、常に励磁電流値に応じた制動力を得ることができることが明らかである。 18A and 18B show the relationship between the rotational speed and the braking torque and the excitation currents a to d for the hysteresis brake 320 of this embodiment and the brake using the eddy current described in the prior art. (A <b <c <d) This is a test result examined. From this test result, it is clear that the hysteresis brake 320 is not affected at all by the rotational speed unlike the brake using the eddy current, and can always obtain the braking force according to the exciting current value.

このバルブタイミング制御装置は以上のような構成であるため、機関の始動時やアイドル運転時には、ヒステリシスブレーキ３２０の電磁コイル３２４の励磁をオフにしておくことにより、ゼンマイばね３１９の力によって中間回転体３１８を駆動リング３０３に対して機関回転方向に最大に回転させておく（図１２参照）。これにより、クランクシャフトとカムシャフト１３４の回転位相（動弁の開閉タイミング）は最遅角側に維持され、機関回転の安率化と燃費の向上が図られる。 Since this valve timing control device has the above-described configuration, the intermediate rotor is rotated by the force of the mainspring spring 319 by turning off the excitation of the electromagnetic coil 324 of the hysteresis brake 320 when the engine is started or idling. 318 is rotated to the maximum in the engine rotation direction with respect to the drive ring 303 (see FIG. 12). As a result, the rotational phase of the crankshaft and the camshaft 134 (valve opening / closing timing) is maintained on the most retarded angle side, so that the efficiency of the engine rotation is reduced and the fuel efficiency is improved.

そして、この状態から機関の運転が通常運転に移行し、前記回転位相を最進角側に変更すべき指令が前記ＥＣＵ１１４から発されると、ヒステリシスブレーキ３２０の電磁コイル３２４の励磁がオンにされて、ゼンマイばね３１９の力に抗する制動力が中間回転体３１８に付与される。これにより、中間回転体３１８が駆動リング３０３に対して逆方向に回転し、それによってリンク３１１の先端の係合ピン３１６が渦巻き溝３１５に誘導されてリンク３１１の先端部が径方向溝３０８に沿って変位し、図１４に示すようにリンク１１の作用によって駆動リング３０３と従動軸部材３０７の組付角が最進角側に変更される。この結果、クランクシャフトとカムシャフト１３４の回転位相が最進角側に変更され、それによって機関の高出力化が図られることとなる。 When the engine operation is shifted to the normal operation from this state and a command to change the rotational phase to the most advanced angle side is issued from the ECU 114, the excitation of the electromagnetic coil 324 of the hysteresis brake 320 is turned on. Thus, a braking force against the force of the mainspring spring 319 is applied to the intermediate rotating body 318. As a result, the intermediate rotating body 318 rotates in the opposite direction with respect to the drive ring 303, whereby the engagement pin 316 at the tip of the link 311 is guided to the spiral groove 315, and the tip of the link 311 becomes the radial groove 308. As shown in FIG. 14, the assembly angle of the drive ring 303 and the driven shaft member 307 is changed to the most advanced angle side by the action of the link 11 as shown in FIG. As a result, the rotational phase of the crankshaft and the camshaft 134 is changed to the most advanced angle side, thereby increasing the engine output.

また、この状態から前記回転位相を最遅角側に変更すべく前記ＥＣＵ１１４から発されると、ヒステリシスブレーキ３２０の電磁コイル３２４の励磁がオフにされ、再度ゼンマイばね３１９の力によって中間回転体３１８が正方向に回転させられる。すると、渦巻き溝３１５による係合ピン３１６の誘導によってリンク３１１が上記と逆方向に揺動し、図１２に示すようにそのリンク１１の作用によって駆動リング３０３と従動軸部材３０７の組付角が再度最遅角側に変更される。 Further, when the ECU 114 emits the rotational phase from this state to the most retarded angle side, the excitation of the electromagnetic coil 324 of the hysteresis brake 320 is turned off, and the intermediate rotor 318 is again driven by the force of the mainspring spring 319. Is rotated in the positive direction. Then, the link 311 swings in the direction opposite to the above by the guide of the engaging pin 316 by the spiral groove 315, and the assembly angle of the drive ring 303 and the driven shaft member 307 is caused by the action of the link 11 as shown in FIG. It is changed again to the most retarded angle side.

尚、このバルブタイミング制御装置によるクフクシャフトとカムシャフト１３４の回転位相は、以上で説明した最遅角と最進角の二種の位相ばかりでなく、ヒステリシスブーキ３２０の制動力の制御によって任意の位相に変更し、ゼンマイばね３１９の力とヒステリシスブレーキ３２０の制動力のバランスによってその位相を保持することができる。
以上のように構成された可変バルブタイミング機構２０１において、本発明では機関運転状態に基づいて、動弁を駆動するカムの駆動トルクに応じた操作補正量を算出し、該補正操作量で補正した操作量によって前記可変バルブタイミング機構２０１を制御する。 Note that the rotation phase of the shaft and camshaft 134 by this valve timing control device is not limited to the two phases of the most retarded angle and the most advanced angle described above, but can be arbitrarily determined by controlling the braking force of the hysteresis bouquet 320. By changing to the phase, the phase can be maintained by the balance between the force of the mainspring spring 319 and the braking force of the hysteresis brake 320.
In the variable valve timing mechanism 201 configured as described above, according to the present invention, an operation correction amount corresponding to the driving torque of the cam that drives the valve is calculated based on the engine operating state, and the correction operation amount is corrected. The variable valve timing mechanism 201 is controlled according to the operation amount.

図１９は、前記可変バルブタイミング機構２０１の制御ブロック図を示す。
ブロックＢ１は、機関運転状態（基本的には機関回転速度とアクセル開度等で代表される機関負荷）に基づいて可変バルブタイミング機構２０１（ＶＴＣ）の目標角度（吸気バルブ１０５の目標バルブタイミング）を算出する。
ブロックＢ２は、前記可変バルブタイミング機構２０１の目標角度と、吸気側カム角センサ２０２によって検出される実回転角度（同じく実バルブタイミング）とに基づいて、可変バルブタイミング機構２０１の基本操作量をＰＩＤ制御等によって算出する。 FIG. 19 is a control block diagram of the variable valve timing mechanism 201.
Block B1 is based on the engine operating state (basically, the engine load represented by the engine speed and the accelerator opening, etc.), the target angle of the variable valve timing mechanism 201 (VTC) (target valve timing of the intake valve 105). Is calculated.
The block B2 determines the basic operation amount of the variable valve timing mechanism 201 based on the target angle of the variable valve timing mechanism 201 and the actual rotation angle detected by the intake side cam angle sensor 202 (also the actual valve timing). Calculated by control or the like.

ブロックＢ３は、前記可変バルブリフト機構１１３に設けられた回転角センサ１２７によって検出される吸気バルブ１０５のリフト量と、機関回転速度とに基づいて、吸気バルブ１０５を駆動するカムの駆動トルクに応じた可変バルブタイミング機構２０１の操作補正量を算出する。
図２０に示すように可変バルブリフト機構１１３によって変更される吸気バルブ１０５のカム駆動トルクは、リフト量が高くなるほどバルブスプリングからの反力が増大するのでカム駆動トルクが増大し、また、機関回転速度が低くなるほど慣性力の低下によりバルブスプリングの影響を強く受け、また、摺動速度の低下による摩擦力の増加などによってカム駆動トルクが増大する。そこで、例えば吸気バルブ１０５のリフト量と機関回転速度とをパラメータとしてカム駆動トルクが大きくなるほど大きい値に設定された操作補正量のマップを設け、該マップからの検索によって操作補正量を算出する。 The block B3 is based on the drive torque of the cam that drives the intake valve 105 based on the lift amount of the intake valve 105 detected by the rotation angle sensor 127 provided in the variable valve lift mechanism 113 and the engine speed. The operation correction amount of the variable valve timing mechanism 201 is calculated.
As shown in FIG. 20, the cam drive torque of the intake valve 105 changed by the variable valve lift mechanism 113 increases the reaction force from the valve spring as the lift amount increases, so that the cam drive torque increases and the engine rotation The lower the speed, the stronger the influence of the valve spring due to the decrease in inertial force, and the cam drive torque increases due to the increase in frictional force due to the decrease in sliding speed. Therefore, for example, a map of the operation correction amount that is set to a larger value as the cam drive torque increases is provided using the lift amount of the intake valve 105 and the engine rotation speed as parameters, and the operation correction amount is calculated by searching from the map.

上記ブロックＢ２で算出された基本操作量とブロックＢ３で算出された操作補正量とを加算し、最終の操作量として可変バルブタイミング機構２０１のアクチュエータ（ヒステリシスブレーキ３２０の電磁コイル３２４）に出力する。
このようにすれば、可変バルブリフト機構１１３によってバルブリフト量が変更されたり、機関回転速度の変化によってカム駆動トルクが変化し、可変バルブタイミング機構２０１の必要保持トルクが変化しても、該カム駆動トルクに応じた操作補正量で可変バルブタイミング機構２０１の操作量が補正される。 The basic operation amount calculated in the block B2 and the operation correction amount calculated in the block B3 are added and output to the actuator of the variable valve timing mechanism 201 (the electromagnetic coil 324 of the hysteresis brake 320) as the final operation amount.
In this way, even if the valve lift amount is changed by the variable valve lift mechanism 113, the cam drive torque changes due to a change in engine speed, and the required holding torque of the variable valve timing mechanism 201 changes, the cam The operation amount of the variable valve timing mechanism 201 is corrected by the operation correction amount corresponding to the driving torque.

この結果、実際の保持トルクを変化した必要保持トルクに合わせて速やかに変化させてバルブタイミングの変動を防止でき、その結果、トルク変動等の運転性悪化を防止できる。
また、カム駆動トルクは潤滑油の油温によっても変化するので、操作補正量を油温にも基づいて算出する構成としてもよい。 As a result, the actual holding torque can be quickly changed in accordance with the changed required holding torque to prevent fluctuations in valve timing. As a result, it is possible to prevent deterioration in operability such as torque fluctuations.
Further, since the cam drive torque varies depending on the oil temperature of the lubricating oil, the operation correction amount may be calculated based on the oil temperature.

具体的には、図１に一点鎖線で示すように、油温センサ１４１を設け、図２１に示すように、ブロックＢ３’で吸気バルブ１０５のリフト量及び機関回転速度に加えて、前記油温センサ１４１によって検出される油温を入力し、吸気バルブ１０５のリフト量と機関回転速度とをパラメータとする操作補正量のマップを、油温毎に複数設け、油温に応じて選択されたマップから操作補正量を検索するような構成とすればよい。また、簡易的には、図２２に示すように、油温に応じた油温補正係数テーブルを設定したブロックＢ４を設け、ブロックＢ３で算出した基本油温に対する操作補正量のマップから検索した操作補正量の基本値に、前記ブロックＢ４のテーブルから油温に基づいて検索した油温補正係数を乗じて操作補正量を算出した後、基本操作量と加算して最終操作量とするような構成としてもよい。なお、基本的には油温が基準温度（６０°〜７０°Ｃ）より高温のときは、油膜が薄くなってカム駆動トルクが増大し、極低温時（マイナス数十度の冷機始動時等）は、潤滑油の粘性増大によってカム駆動トルクが増大するので、かかる特性に応じて操作補正量を設定すればよい。 Specifically, an oil temperature sensor 141 is provided as shown by a one-dot chain line in FIG. 1, and, as shown in FIG. 21, in addition to the lift amount and the engine speed of the intake valve 105, the oil temperature is increased in a block B3 ′. An oil temperature detected by the sensor 141 is input, and a plurality of operation correction amount maps each having the lift amount of the intake valve 105 and the engine speed as parameters are provided for each oil temperature, and the map is selected according to the oil temperature. The operation correction amount may be searched from the above. Further, simply, as shown in FIG. 22, a block B4 in which an oil temperature correction coefficient table according to the oil temperature is set is provided, and an operation retrieved from a map of operation correction amounts for the basic oil temperature calculated in the block B3. The operation correction amount is calculated by multiplying the basic value of the correction amount by the oil temperature correction coefficient searched based on the oil temperature from the table of the block B4, and then added to the basic operation amount to obtain the final operation amount. It is good. Basically, when the oil temperature is higher than the reference temperature (60 ° C to 70 ° C), the oil film becomes thin and the cam drive torque increases, and at extremely low temperatures (such as when starting a cold machine of minus several tens of degrees) ), The cam drive torque increases due to the increase in the viscosity of the lubricating oil, so the operation correction amount may be set in accordance with such characteristics.

このようにすれば、油温によるカム駆動トルクの変化も考慮した高精度な操作補正量を算出することができる。
なお、コスト低減のため、前記水温センサ１１９で検出した水温を油温推定値として油温の代わりに用いる構成としてもよい。
更に、上記実施形態から把握し得る請求項以外の技術思想について、以下にその効果と共に記載する。
（イ）請求項３記載の可変バルブタイミング機構の制御装置において、
前記機関温度が水温であることを特徴とする。 In this way, it is possible to calculate a highly accurate operation correction amount that also takes into account changes in cam drive torque due to oil temperature.
In order to reduce the cost, the water temperature detected by the water temperature sensor 119 may be used as the estimated oil temperature instead of the oil temperature.
Further, technical ideas other than the claims that can be grasped from the above embodiment will be described together with the effects thereof.
(A) In the control device for a variable valve timing mechanism according to claim 3,
The engine temperature is a water temperature.

このようにすれば、一般的に設けられている水温センサで検出される水温を油温推定値として用いることができコスト低減を図れる。 In this way, the water temperature detected by a generally provided water temperature sensor can be used as the estimated oil temperature, and the cost can be reduced.

本発明に係る可変バルブタイミング機構の制御装置を備えた内燃機関のシステム構成図。The system block diagram of the internal combustion engine provided with the control apparatus of the variable valve timing mechanism which concerns on this invention. 可変バルブリフト機構を示す断面図（図３のＡ−Ａ断面図）。Sectional drawing which shows a variable valve lift mechanism (AA sectional drawing of FIG. 3). 上記可変バルブリフト機構の側面図。The side view of the said variable valve lift mechanism. 上記可変バルブリフト機構の平面図。The top view of the said variable valve lift mechanism. 上記可変バルブリフト機構に使用される偏心カムを示す斜視図。The perspective view which shows the eccentric cam used for the said variable valve lift mechanism. 上記可変バルブリフト機構の低リフト時の作用を示す断面図（図３のＢ−Ｂ断面図）。Sectional drawing which shows the effect | action at the time of the low lift of the said variable valve lift mechanism (BB sectional drawing of FIG. 3). 上記可変バルブリフト機構の高リフト時の作用を示す断面図（図３のＢ−Ｂ断面図）。Sectional drawing which shows the effect | action at the time of the high lift of the said variable valve lift mechanism (BB sectional drawing of FIG. 3). 上記可変バルブリフト機構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。The valve lift characteristic view corresponding to the base end face and cam surface of the swing cam in the variable valve lift mechanism. 上記可変バルブリフト機構のバルブタイミングとバルブリフトの特性図。The valve timing of the said variable valve lift mechanism and the characteristic figure of a valve lift. 上記可変バルブリフト機構における制御軸の回転駆動機構を示す斜視図。The perspective view which shows the rotational drive mechanism of the control shaft in the said variable valve lift mechanism. 可変バルブタイミング機構を示す断面図。Sectional drawing which shows a variable valve timing mechanism. 図１１のＡ−Ａ線に沿う断面図。Sectional drawing which follows the AA line of FIG. 図１１のＢ−Ｂ線に沿う断面図。Sectional drawing which follows the BB line of FIG. 上記可変バルブタイミング機構の作動状態を示す図１２と同様の断面図。Sectional drawing similar to FIG. 12 which shows the operating state of the said variable valve timing mechanism. ヒステリシス材の磁束密度−磁界特性を示すグラフ。The graph which shows the magnetic flux density-magnetic field characteristic of a hysteresis material. 図１３の部分拡大断面図。FIG. 14 is a partial enlarged cross-sectional view of FIG. 13. 図１６の部品を直線状に展開した模式図であり、初期状態（Ａ）とヒステリシスリングが回転したとき（Ｂ）の磁束の流れを示す図。It is the schematic diagram which expand | deployed the components of FIG. 16 in the linear form, and is a figure which shows the flow of the magnetic flux when an initial state (A) and a hysteresis ring rotate (B). 上記可変バルブタイミング機構のブレーキトルク−回転速度特性（Ａ）と従来技術のブレーキトルク−回転速度特性（Ｂ）を示すグラフ。The graph which shows the brake torque-rotation speed characteristic (A) of the said variable valve timing mechanism, and the brake torque-rotation speed characteristic (B) of a prior art. 本発明の第１の実施形態における可変動弁機構の制御ブロック図。The control block diagram of the variable valve mechanism in the 1st Embodiment of this invention. 機関回転速度とバルブリフト量に対するカム駆動トルクの関係を示す図。The figure which shows the relationship of the cam drive torque with respect to engine rotational speed and valve lift amount. 本発明の第２の実施形態における可変動弁機構の制御ブロック図。The control block diagram of the variable valve mechanism in the 2nd Embodiment of this invention. 本発明の第３の実施形態における可変動弁機構の制御ブロック図。The control block diagram of the variable valve mechanism in the 3rd Embodiment of this invention.

Explanation of symbols

１０１…内燃機関、１０５…吸気バルブ、１１２…可変バルブリフト機構、１１４…エンジンコントロールユニット、１１７…クランク角センサ、１２０…クランクシャフト、１３４…カムシャフト、２０１…可変バルブタイミング機構、２０２…カムセンサ
DESCRIPTION OF SYMBOLS 101 ... Internal combustion engine, 105 ... Intake valve, 112 ... Variable valve lift mechanism, 114 ... Engine control unit, 117 ... Crank angle sensor, 120 ... Crankshaft, 134 ... Camshaft, 201 ... Variable valve timing mechanism, 202 ... Cam sensor

Claims

A control device for a variable valve timing mechanism that changes a valve timing of a valve by changing a rotational phase of a camshaft with respect to a crankshaft of an internal combustion engine,
While calculating the basic operation amount of the variable valve timing mechanism based on the target value and actual value of the valve timing,
Calculate the operation correction amount according to the driving torque of the cam that drives the valve to a value greater than that at high speed when the engine speed is low,
A control apparatus for a variable valve timing mechanism , wherein the variable valve timing mechanism is controlled by an operation amount set based on the calculated operation correction amount and the basic correction amount .

A variable valve lift mechanism for changing a valve lift amount or operating angle of an engine valve, and the variable valve timing mechanism according to a parameter including the valve lift amount or operating angle of the valve controlled by the variable valve lift mechanism The control device for the variable valve timing mechanism according to claim 1, wherein an operation correction amount is calculated.

3. The control apparatus for a variable valve timing mechanism according to claim 1, wherein an operation correction amount of the variable valve timing mechanism is calculated according to a parameter including an engine temperature.