JP4453727B2 - 内燃機関の可変バルブタイミング制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、複数の気筒群（複数のバンク）から成る内燃機関の各気筒群のバルブタイミングを制御する内燃機関の可変バルブタイミング制御装置に関するものである。

現在実用化されている車両用の内燃機関（以下「エンジン」という）の気筒配列の種類は、直列型、Ｖ型、水平対向型（Ｈ型）に分類される。全気筒を一列に配列した直列型エンジンは、エンジン全長が長くなるため、６気筒以上の多気筒エンジンでは、エンジン全長を短くして車両への搭載性を向上させるために、全気筒を左右２つのバンク（気筒群）に分けてＶ字型に配列したＶ型エンジンを採用する場合が多くなってきている。Ｖ型や水平対向型のＤＯＨＣエンジンは、左右のバンクにそれぞれ吸気／排気のカム軸を設けた構成となっているため、例えば吸気バルブのバルブタイミング制御を行う場合は、各バンク毎にそれぞれ可変バルブタイミング機構を吸気側のカム軸に搭載し、各バンク毎に吸気バルブのバルブタイミングを制御するようにしている。

このような可変バルブタイミング機構付きのエンジンは、可変バルブタイミング機構でカム軸の回転位相を進角／遅角させることで、バルブタイミングを進角／遅角させるようにしているが、可変バルブタイミング機構で回転位相が調整されるカム軸は、吸気バルブ（又は排気バルブ）を駆動する他、筒内噴射式エンジンの場合は、燃料タンク内の燃料を燃料噴射弁側へ高圧で圧送する高圧燃料ポンプも駆動するようになっている。

上述したように、可変バルブタイミング機構付きのＶ型又は水平対向型の筒内噴射式のエンジンでは、一方のバンクのみで高圧燃料ポンプ等の補機類の負荷がカム軸にかかり、他方のバンクのカム軸には、そのような補機類の負荷がかからないため、左右のバンクのカム軸の負荷トルクが補機類の負荷分だけアンバランスとなる。特に、筒内噴射式のエンジンでは、吸気ポート噴射式エンジンに比べて燃料噴射圧力が３０倍以上要求されるため、高圧燃料ポンプを駆動するのに大きなカム軸トルクが必要となり、その結果、左右のバンクのカム軸の負荷トルクに大きな違いが生じてくる。

一般に、目標バルブタイミング（目標カム軸変位角）の変化に対する実バルブタイミング（実カム軸変位角）の変化の応答性、つまりバルブタイミング制御の応答性は、カム軸の負荷トルクが大きくなるほど遅くなるため、左右のバンクのカム軸の負荷トルクが大きく異なると、左右のバンクでバルブタイミング制御の応答性が大きく異なり、その結果、目標バルブタイミングが急変する過渡運転時に、左右のバンクで内部ＥＧＲ量や新気の充填効率がアンバランスとなって、トルク変動やドライバビリティの悪化等を招くという問題があった。

本発明はこのような事情を考慮してなされたものであり、従ってその目的は、複数の気筒群（複数のバンク）間でカム軸の負荷トルクが補機類の負荷によってアンバランスになっている場合でも、複数の気筒群間でバルブタイミング制御の応答性を合わせることができて、過渡運転時のトルク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消することができる内燃機関の可変バルブタイミング制御装置を提供することにある。

上記目的を達成するために、本発明の請求項１の内燃機関の可変バルブタイミング制御装置は、特定の気筒群のカム軸の負荷トルクが補機類の負荷によって他の気筒群のカム軸の負荷トルクよりも大きくなっているシステムにおいて、補機類の負荷によって生じる特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答遅れを考慮して特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答性と他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性とを一致させるように当該特定の気筒群及び／又は他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を補正手段により補正するようにしたものである。このようにすれば、複数の気筒群間でカム軸の負荷トルクが補機類の負荷によってアンバランスになっている場合でも、補正手段によって複数の気筒群間でバルブタイミング制御の応答性を合わせることができて、過渡運転時のトルク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消することができる。

また、請求項１に係る発明では、特定の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を補機類の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答性を速めるように見込みで補正するようにしても良い。このようにすれば、遅い側の応答性を速い側の応答性に合わせることができるので、応答性の良いバルブタイミング制御を行うことができる。

また、請求項２のように、機関回転速度、機関負荷状態、バルブタイミング調整手段の動力源の状態の少なくとも１つを補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用い、該情報に応じて補正量を設定するようにしても良い。例えば、機関回転速度や機関負荷状態によって高圧燃料ポンプ等の補機類の負荷が変化し、また、バルブタイミング調整手段の動力源の状態によってカム軸を駆動するトルクが変化して補機類の負荷による応答遅れが増減する。従って、機関回転速度、機関負荷状態、バルブタイミング調整手段の動力源の状態は、いずれも補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いることができ、その情報から補正量を精度良く設定することができる。

この場合、請求項３のように、バルブタイミング調整手段の動力源として油圧式アクチュエータを用いるシステムでは、油圧式アクチュエータの作動油の油温、冷却水温、これらと相関関係のある物理量の少なくとも１つを補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いるようにすると良い。例えば、作動油の油温によって作動油の粘度が変化してバルブタイミング調整手段の応答性が変化し、また、冷却水温と作動油の油温との間には相関関係がある。更に、冷却水温と補機類の温度との間にも相関関係があり、補機類の温度によって補機類の摩擦損失等が変化して補機類の負荷が変化する。従って、油圧式アクチュエータを用いるシステムでは、作動油の油温、冷却水温、これらと相関関係のある物理量は、いずれも補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いることができ、その情報から補正量を精度良く設定することができる。

また、請求項４のように、バルブタイミング調整手段の動力源として電気式アクチュエータを用いるシステムでは、電気式アクチュエータに電源を供給するバッテリの電圧、冷却水温、これらと相関関係のある物理量の少なくとも１つを補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いるようにすると良い。つまり、バッテリ電圧によって電気式アクチュエータの駆動力が変化し、また、冷却水温と電気式アクチュエータの温度との間に相関関係があり、電気式アクチュエータの温度によって巻線等の内部抵抗値が変化して電気式アクチュエータの駆動力が変化する。更に、冷却水温と補機類の温度との間にも相関関係があり、補機類の温度によって補機類の摩擦損失等が変化して補機類の負荷が変化する。従って、電気式アクチュエータを用いるシステムでは、バッテリ電圧、冷却水温、これらと相関関係のある物理量は、いずれも補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いることができ、その情報から補正量を精度良く設定することができる。

また、バルブタイミング調整手段をその性能の限界付近で作動させてバルブタイミング制御を行うシステムでは、遅い側の応答性を速い側の応答性に合わせるだけの性能上の余裕がない場合がある。このため、請求項６に係る発明では、他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を補機類の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性を低下させるように見込みで補正する。このようにすれば、バルブタイミング調整手段をその性能の限界付近で作動させてバルブタイミング制御を行うシステムでも、複数の気筒群間でバルブタイミング制御の応答性を余裕を持って合わせることができ、過渡運転時のトルク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消することができる。

また、請求項５の発明では、機関回転速度、機関負荷状態、バルブタイミング調整手段の動力源の状態の少なくとも１つを補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用い、該情報に応じて補正量を設定する。例えば、機関回転速度や機関負荷状態によって高圧燃料ポンプ等の補機類の負荷が変化し、また、バルブタイミング調整手段の動力源の状態によってカム軸を駆動するトルクが変化して補機類の負荷による応答遅れが増減する。従って、機関回転速度、機関負荷状態、バルブタイミング調整手段の動力源の状態は、いずれも補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いることができ、その情報から補正量を精度良く設定することができる。

また、請求項６に係る発明では、他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を補機類の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性を低下させるように見込みで補正する。この場合、請求項７では、バルブタイミング調整手段の動力源として油圧式アクチュエータを用いるシステムでは、油圧式アクチュエータの作動油の油温、冷却水温、これらと相関関係のある物理量の少なくとも１つを補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いる。例えば、作動油の油温によって作動油の粘度が変化してバルブタイミング調整手段の応答性が変化し、また、冷却水温と作動油の油温との間には相関関係がある。更に、冷却水温と補機類の温度との間にも相関関係があり、補機類の温度によって補機類の摩擦損失等が変化して補機類の負荷が変化する。従って、油圧式アクチュエータを用いるシステムでは、作動油の油温、冷却水温、これらと相関関係のある物理量は、いずれも補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いることができ、その情報から補正量を精度良く設定することができる。

また、請求項７に係る発明では、他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を補機類の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性を低下させるように見込みで補正する。更に、請求項７では、バルブタイミング調整手段の動力源として電気式アクチュエータを用いるシステムでは、電気式アクチュエータに電源を供給するバッテリの電圧、冷却水温、これらと相関関係のある物理量の少なくとも１つを補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いる。つまり、バッテリ電圧によって電気式アクチュエータの駆動力が変化し、また、冷却水温と電気式アクチュエータの温度との間に相関関係があり、電気式アクチュエータの温度によって巻線等の内部抵抗値が変化して電気式アクチュエータの駆動力が変化する。更に、冷却水温と補機類の温度との間にも相関関係があり、補機類の温度によって補機類の摩擦損失等が変化して補機類の負荷が変化する。従って、電気式アクチュエータを用いるシステムでは、バッテリ電圧、冷却水温、これらと相関関係のある物理量は、いずれも補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いることができ、その情報から補正量を精度良く設定することができる。

［実施形態（１）］
以下、本発明を筒内噴射式のＶ型ＤＯＨＣエンジンに適用した実施形態（１）を図１乃至図１６に基づいて説明する。

まず、図１に基づいてシステム全体の概略構成を説明する。Ｖ型のエンジン１は、全気筒を左右２つのバンク（気筒群）に分けてＶ字型に配列したエンジンであり、以下の説明では、一方のバンクを「Ａバンク」、他方のバンクを「Ｂバンク」と呼ぶ。各バンクの上部には、それぞれ吸気側カム軸４と排気側カム軸５とが設けられ、エンジン１のクランク軸２からの動力がタイミングチェーン３ａにより各バンクのスプロケット１３ａを介して各バンクの吸気側カム軸４に伝達され、更に、各バンクの吸気側カム軸４の回転がそれぞれタイミングチェーン３ｂにより各バンクの排気側カム軸５に伝達されるようになっている。そして、特定のバンクである例えばＢバンクには、吸気側カム軸４によって駆動される高圧燃料ポンプ１００等の補機類が組み付けられている。この高圧燃料ポンプ１００は、エンジン１の運転中に燃料タンク（図示せず）内の燃料を各バンクの燃料噴射弁（図示せず）へ高圧で圧送する。

各バンクの吸気側カム軸４には、それぞれバルブタイミング調整手段である位相差調整装置４０（図１に斜線で示す部分）が設けられている。オイルパン２８内の作動油（エンジンオイル）がオイルポンプ２９により各バンクの油圧制御弁３０へ供給され、各バンクの油圧制御弁３０から吐出される油圧が各バンクの位相差調整装置４０に供給される。そして、各バンクの位相差調整装置４０に供給する油圧を油圧制御弁３０で制御することで、各バンクの吸気弁（図示せず）の実バルブタイミング（実カム軸変位角）が制御される。この場合、油圧制御弁３０とオイルポンプ２９等によって位相差調整装置４０を駆動する油圧アクチュエータが構成されている。

一方、各バンクの吸気側カム軸４には、それぞれカム軸位置センサ４４が取り付けられており、クランク軸２には、クランク位置センサ４２が取り付けられている。このクランク位置センサ４２がクランク軸２の１回転に伴いＮ個の検出パルス信号を発生するとき、各バンクのカム軸位置センサ４４が吸気側カム軸４の１回転に伴い２Ｎ個の検出パルス信号を発生するようになっている。また、各バンクの吸気側カム軸４のタイミング変換角最大値をθｍａｘクランク角とした場合に、Ｎ＜３６０度／θｍａｘとなるように検出パルス信号数Ｎが設定されている。これによって、クランク位置センサ４２からの検出パルス信号と、この検出パルス信号に続いて発生する各バンクのカム軸位置センサ４４からの検出パルス信号との間の相対回転角θにより各バンクの吸気弁（図示せず）の実バルブタイミング（実カム軸変位角）が算出される。

具体的には、クランク位置センサ４２及びカム軸位置センサ４４からの各検出パルス信号が、エンジン制御装置４６のマイクロコンピュータ４８に入力され、これに基づいて実バルブタイミング（実カム軸変位角）が演算される。また、図示はしないが、吸入空気量センサ、水温センサ、スロットル開度センサ等のエンジン運転状態を検出する各種センサから出力される各種検出信号もマイクロコンピュータ４８に入力され、これら各種のセンサデータに基づいて吸気弁の目標バルブタイミング（目標カム軸変位角）が演算される。

更に、マイクロコンピュータ４８は、後述する各ルーチンによって、各バンクの吸気弁の実バルブタイミング（実カム軸変位角）を目標バルブタイミング（目標カム軸変位角）に一致させるように、各バンクの位相差調整装置４０の油圧制御弁３０の駆動源であるリニアソレノイド６４に流す電流（制御電流）を後述するＰＤ制御で演算し、その制御電流の信号をエンジン制御装置４６内の出力回路４９から各バンクのリニアソレノイド６４に出力することで、各バンクの油圧制御弁３０の吐出油圧を制御して各バンクの吸気弁（図示せず）の実バルブタイミング（実カム軸変位角）を目標バルブタイミング（目標カム軸変位角）に一致させる。

次に、各バンクの位相差調整装置４０の構成を図２を用いて詳細に説明する。尚、各バンクの位相差調整装置４０は全く同じ構成である。

位相差調整装置４０は、エンジン１のシリンダヘッド２５に取り付けられている。この位相差調整装置４０は略円筒形状のカム軸スリーブ１１を備えており、このカム軸スリーブ１１は、その大径円筒部にて吸気側カム軸４の図２にて左端部と同軸的に嵌め合わされている。そして、このカム軸スリーブ１１の中空部隔壁１１ｃはピン１２の圧入及びボルト１０の締め付けにより吸気側カム軸４の端部に連結されている。これにより、カム軸スリーブ１１は吸気側カム軸４と一体的に回転する。また、このカム軸スリーブ１１の大径円筒部外周面には、外歯ヘリカルスプライン１１ａが形成されている。

更に、カム軸スリーブ１１は、小径円筒部１１ｂを備えており、この小径円筒部１１ｂは、ハウジング２３の略円筒形状中空部内に同軸的に延出している。尚、ハウジング２３は、そのフランジ部２３ａにて、ボルト２４の締着によりシリンダヘッド２５に取付けられている。

スプロケット１３ａは、吸気側カム軸４の環状リブ４ａとカム軸スリーブ１１の大径円筒部の開口端部との間に挟まれた状態にて、吸気側カム軸４に相対回転可能に同軸的に軸支されている。このスプロケット１３ａの図２にて左側面には、略円筒形状のスプロケットスリーブ１５が、その各フランジ部を介するピン１４の圧入及びボルト１６の締着により、同軸的に取付けられている。これにより、スプロケットスリーブ１５はスプロケット１３ａと一体的に回転するようになっている。このスプロケットスリーブ１５は円筒部１５ｂを備えており、この円筒部１５ｂは、カム軸スリーブ１１を包囲するようにハウジング２３の中空部内に同軸的に延出している。

この円筒部１５ｂの内周面中間部位には、内歯ヘリカルスプライン１５ａが形成されており、この内歯ヘリカルスプライン１５ａは、カム軸スリーブ１１の外歯ヘリカルスプライン１１ａとは逆方向のねじれを有するように形成されている。尚、外歯ヘリカルスプライン１１ａ及び内歯ヘリカルスプライン１５ａのいずれか一方は、ねじれ角を零とする軸方向に平行な直線歯を有するスプラインにより構成しても良い。

上述したカム軸スリーブ１１の小径円筒部１１ｂとスプロケットスリーブ１５の円筒部１５ｂとの間には、軸方向に略一様な断面を有する環状空間９０が形成されており、この環状空間９０内においては、略円筒形の油圧ピストン１７が軸方向にかつ液密的に摺動可能にカム軸スリーブ１１に同軸的に軸支されている。

この油圧ピストン１７の内周面右側部には、カム軸スリーブ１１の外歯ヘリカルスプライン１１ａと噛合する内歯ヘリカルスプライン１７ａが形成されている。一方、油圧ピストン１７の外周面右側部には、スプロケットスリーブ１５の内歯ヘリカルスプライン１５ａと噛合する外歯ヘリカルスプライン１７ｂが形成されている。これにより、これら各両スプライン１７ａ，１７ｂ同士の噛合のもとに、タイミングチェーン３ａ（図１参照）を介してスプロケット１３ａに伝達されるクランク軸２の回転が、スプロケットスリーブ１５、油圧ピストン１７及びカム軸スリーブ１１を経て吸気側カム軸４に伝達される。

また、油圧ピストン１７の左端部に形成した環状鍔部の外周縁には、オイルシール７０が、環状空間９０内にてスプロケットスリーブ１５の円筒部１５ｂの内周面と液密的に接触するように装着されている。尚、油圧ピストン１７の内周面左側部内に断面Ｌ字状に延出するように形成された環状脚部１７ｃは、カム軸スリーブ１１の中央段部（以下「右側ストッパ」という）に衝突して油圧ピストン１７への右方向の移動を停止する。

上述のようにして、環状空間９０内に油圧ピストン１７が設けられることによって、環状空間９０が二つの室に分割される。これにより、進角側油圧室２２が油圧ピストン１７の左側に形成され、一方、遅角側油圧室３２が油圧ピストン１７の鍔部の右側に形成される。また、これら両油圧室２２，３２間のシールは、上述したオイルシール７０によって確保される。

スプロケットスリーブ１５の左端開口部には、エンドプレート５０が同軸的に取り付けられている。このエンドプレート５０は、円筒部と環状鍔部により断面逆Ｌ字状に形成されており、このエンドプレート５０の環状鍔部は、スプロケットスリーブ１５の左端開口部に同軸的に固着されている。エンドプレート５０の円筒部の外周面には環状溝が形成されており、この環状溝内にはオイルシール７１が装着されている。尚、エンドプレート５０の環状鍔部は、油圧ピストン１７の環状鍔部に突き当たることで、該油圧ピストン１７の左方向への移動を停止させるストッパ（以下「左側ストッパ」という）としての役割をも果たす。

エンドプレート５０及びカム軸スリーブ１１の左側においては、断面コ字状にて環状に形成したリングプレート５１が、ノックピン５３の圧入によりハウジング２３の環状左側壁内面にカム軸スリーブ１１と同軸的に装着されている。このリングプレート５１のコ字状右側面内には、エンドプレート５０の円筒部及びカム軸スリーブ１１の小径円筒部１１ｂが回転可能に支持されている。

また、リングプレート５１の小径側円筒部の外周面に形成した環状溝内には、オイルシール７２が装着されており、このオイルシール７２はリングプレート５１とカム軸スリーブ１１との間のシール性を確保する。一方、上述したオイルシール７１は、エンドプレート５０とリングプレート５１との間のシール性を確保する。これによって、進角側油圧室２２内のシール性が確保される。

リングプレート５１の小径円筒部及びハウジング２３の環状左側壁中空部内には、ボルト５２が同軸的に嵌装されており、このボルト５２は、その右端面にてカム軸スリーブ１１の小径円筒部内周面及び中空部隔壁１１ｃとの間に円筒状空間９１が形成されている。また、ボルト５２の内部には、油圧通路６１ｂが断面Ｔ字状に形成されており、この油圧通路６１ｂは、その軸方向通路部にて円筒状空間９１内に連通している。また、油圧通路６１ｂは、その半径方向通路部の両端にて、ボルト５２の外周面に形成した環状溝内に連通している。

また、ハウジング２３の左壁部内には、油圧通路６１ａが形成されており、この油圧通路６１ａは、ボルト５２の環状溝及び油圧通路６１ｂを介して円筒状空間９１内に連通し、更に、この円筒状空間９１内に開口するようにカム軸スリーブ１１に形成した油圧通路６１ｃを通り遅角側油圧室３２内に連通している。ハウジング２３の左壁部内には、進角側油圧室２２に連通する油圧通路６０が形成されている。これら油圧通路６１ａ，６０は、ハウジング２３の左壁部内に形成されて後述する油圧制御弁３０を収容する円筒状中空部９５内に開口している。また、この円筒状中空部９５内には、油圧供給路６５がその先端部にて開口しており、この油圧供給路６５はエンジン１のオイルパン２８からオイルポンプ２９によって圧送される作動油を円筒状中空部９５内に供給する。尚、油圧解放路６６は、オイルパン２８内に開口されて、オイルパン２８内に作動油を戻す。

次に、図３を参照して油圧制御弁３０の構成について説明する。油圧制御弁３０は、円筒状中空部９５の内壁により構成されるシリンダ３０ａと、このシリンダ３０ａ内に軸方向へ摺動可能に嵌め合わされた左右一対のランドを有するスプール３１とから構成されたスプール弁である。上記シリンダ３０ａには、油圧通路６１ａに連通する油圧ポート３０ｂと、油圧ポート６０に連通する油圧ポート３０ｃとが形成されている。

更に、このシリンダ３０ａには、油圧供給路６５に連通する吸入ポート３０ｄと、油圧解放路６６に連通する両吐出ポート３０ｅ，３０ｆとが形成されている。そして、これら各油圧ポート３０ｂ，３０ｃ、吸入ポート３０ｄ及び両吐出ポート３０ｅ，３０ｆの連通の切り替え及び連通度（油圧制御弁３０の開度）の制御は、スプール３１のシリンダ３０ａ内における摺動によりなされる。また、シリンダ３０ａの図３にて右端部内には、コイルスプリング３１ａが、スプール３１の右端側にて介装されており、このコイルスプリング３１ａは、常時、スプール３１を図示左方へ付勢している。

一方、シリンダ３０ａの図示左端部内には、リニアソレノイド６４がスプール３１の図示左端側に設けられている。このリニアソレノイド６４に流れる通電電流値に応じて該リニアソレノイド６４に電磁力が誘導されると、この電磁力によりスプール３１がコイルスプリング３１ａの付勢力に抗して右方へ摺動するようになっている。

以下、このように構成した油圧制御弁３０のスプール３１の摺動による各油圧通路の連通の切り替え及び開度制御について説明する。図３（ａ）に示すように、スプール３１が、リニアソレノイド６４から電磁力を受け、コイルスプリング３１ａの付勢力に抗して右方へ摺動すると、吸入ポート３０ｄ及び油圧ポート３０ｃがスプール３１の右側ランドの右動により互いに連通して油圧供給路６５と油圧通路６０とを連通させる。このため、オイルポンプ２９からの油圧は進角側油圧室２２内に圧送される。同時に、吐出ポート３０ｅ及び油圧ポート３０ｂが、スプール３１の左側ランドの右方向への移動により連通されて、油圧通路６１ａ及び油圧開放路６６を連通させる。このため、遅角側油圧室３２の油圧が解放される。これによって、油圧ピストン１７が、環状空間９０（図２参照）内にて右方へ押されるため、吸気側カム軸４が回転してスプロケット１３ａひいてはクランク軸２に対し相対的に進角する。

また、図３（ｂ）に示すように、スプール３１が中央に位置するときは、油圧ポート３０ｂの吐出ポート３０ｅとの連通及び油圧ポート３０ｃの吸入ポート３０ｄとの連通がスプール３１の左右両側のランドによりそれぞれ遮断される。このため、進角側及び遅角側の各油圧室２２，３２からの作動油の漏れがない場合、油圧ピストン１７の位置がそのまま保持される。従って、スプロケット１３ａと吸気側カム軸４との回転位相差、即ち実バルブタイミングは変化しない。

一方、図３（ｃ）に示すように、スプール３１がリニアソレノイド６４からの電磁力の発生停止のもとにコイルスプリング３１ａにより付勢されて左方へ摺動すると、吸入ポート３０ｂ及び油圧ポート３０ｄがスプール３１の左側ランドの左方向への移動により連通して、油圧供給路６５と油圧通路６１ａとを連通させる。このため、オイルポンプ２９からの油圧は遅角側油圧室３２に供給される。一方、吐出ポート３０ｆと油圧ポート３０ｃとがスプール３１の右側ランドの左方向への移動により連通して、油圧通路６０と油圧解放路６６とを連通させる。このため、進角側油圧室２２の油圧が解放される。これによって、油圧ピストン１７が、環状空間９０内にて左方へ押されるため、吸気側カム軸４が上述とは逆方向へ回転して、スプロケット１３ａひいてはクランク軸２に対し相対的に遅角する。

また、図３（ａ）、（ｂ）及び（ｃ）において、ポート３０ｂとポート３０ｅ（又はポート３０ｄ）との間の連通度及びポート３０ｃとポート３０ｄ（又はポート３０ｆ）との間の連通度は、スプール３１の右方向への移動（又は左方向への移動）に伴う左右両側の各ランドの各ポート３０ｂ及び３０ｃに対する開度により制御される。

図４は、エンジン１のある運転条件での油圧制御弁３０内におけるスプール３１の位置（以下「スプール位置」という）と、実バルブタイミング変化速度との関係を表す特性図である。この特性図において、実バルブタイミング変化速度が正（＋）となる領域が、進角方向へ移動している領域に相当し、一方、実バルブタイミング変化速度が負（−）となる領域が、遅角方向へ移動している領域に相当する。尚、この特性図における横軸のスプール位置はリニアソレノイド電流と比例関係にある。

この特性図において、各符号（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は、図３（ａ）、（ｂ）、（ｃ）のスプール３１の各位置に対応するスプール位置をそれぞれ示す。符号（ｂ）で示すような実バルブタイミングが変化しない点のリニアソレノイド電流を「保持電流」と呼ぶ。この保持電流を基準にしてバルブタイミングを進角させたいときはリニアソレノイド電流を大きくし、逆に遅角させたいときはリニアソレノイド電流を小さくすることで、位相差調整装置４０を制御することができる。尚、保持電流は、エンジン運転中に学習される。

ところで、本実施形態（１）では、Ｖ型エンジン１の一方のバンク（Ｂバンク）のみで高圧燃料ポンプ１００の負荷が吸気側カム軸４にかかり、他方のバンク（Ａバンク）の吸気側カム軸４には、そのような高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないため、２つのバンクの吸気側カム軸４の負荷トルクが高圧燃料ポンプ１００の負荷分だけアンバランスとなる。特に、筒内噴射式のエンジン１では、吸気ポート噴射式エンジンに比べて燃料噴射圧力が３０倍以上要求されるため、高圧燃料ポンプ１００を駆動するのに大きなカム軸トルクが必要となり、その結果、２つのバンクの吸気側カム軸４の負荷トルクに大きな違いが生じてくる。

一般に、目標バルブタイミング（目標カム軸変位角）の変化に対する実バルブタイミング（実カム軸変位角）の変化の応答性、つまりバルブタイミング制御の応答性は、吸気側カム軸４の負荷トルクが大きくなるほど遅くなるため、２つのバンクの吸気側カム軸４の負荷トルクが大きく異なると、図４及び図５（ａ）に示すように、２つのバンクでバルブタイミング制御の応答性（カム軸変位速度）が大きく異なり、その結果、目標バルブタイミングが急変する過渡運転時に、２つのバンクで内部ＥＧＲ量や新気の充填効率がアンバランスとなって、トルク変動やドライバビリティの悪化等を招くという問題がある。

そこで、本実施形態（１）では、マイクロコンピュータ４８は、図６に示すような制御方法で、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクの油圧制御弁３０のリニアソレノイド６４の制御電流を、高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該Ｂバンクのバルブタイミング制御の応答性（カム軸変位速度）を速めるように補正する。

図６は、マイクロコンピュータ４８が実行する後述する各ルーチンによって実現される機能を表すブロック図である。以下、この図６を用いてバルブタイミング制御の概要を説明する。

吸気側カム軸４に高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクについては、高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れを補正するポンプ負荷補正ゲインを算出する機能（特許請求の範囲でいう補正手段に相当）が追加されているが、それ以外の機能は、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないＡバンクと同じである。

目標変位角（目標バルブタイミング）は、吸入空気量センサ、水温センサ、スロットル開度センサ等のエンジン運転状態を検出する各種センサから出力される信号に基づいて演算され、ＡバンクもＢバンクも同じ目標変位角が用いられる。ＡバンクもＢバンクも、バルブタイミング制御（リニアソレノイド６４の電流制御）は、ＰＤ制御によって実行される。ＰＤ制御の比例項（Ｐ）ゲインは、エンジン回転速度Ｎｅと作動油（エンジンオイル）の油温とに基づいてマップ等により算出され、同様に、微分項（Ｄ）ゲインも、エンジン回転速度Ｎｅと油温とに基づいてマップ等により算出される。

高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないＡバンクでは、目標変位角と実変位角との偏差に比例項（Ｐ）ゲインを掛け合わせたＰ項補正量と、カム軸変位速度（ｄｅ／ｄｔ）に微分項（Ｄ）ゲインを掛け合わせたＤ項補正量とを加算して、フィードバック補正量を求め、これを電流値に変換して補正電流を求める。そして、この補正電流を保持電流に加算して、Ａバンクの制御電流を求める。

これに対し、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクでは、図７に示すように、高圧燃料ポンプ１００の負荷によってバルブタイミング制御の応答性（カム軸変位速度）に遅れが生じ、高圧燃料ポンプ１００の負荷が大きくなるほど、バルブタイミング制御の応答遅れが大きくなる。高圧燃料ポンプ１００の負荷は、高圧燃料ポンプ１００の吸入燃料量（燃料噴射量に対応）やエンジン回転速度に応じて変化し、また、作動油の油温によって作動油の粘度が変化して位相差調整装置４０の応答性が変化し、また、作動油の油温と高圧燃料ポンプ１００の温度との間に相関関係があり、高圧燃料ポンプ１００の温度（作動油の油温）によって高圧燃料ポンプ１００の摩擦損失等が変化して高圧燃料ポンプ１００の負荷が変化する。

そこで、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクでは、高圧燃料ポンプ１００の負荷に応じたＰ項補正ゲインを燃料噴射量と油温とエンジン回転速度Ｎｅを用いてマップ等により算出し、同様に、高圧燃料ポンプ１００の負荷に応じたＤ項補正ゲインを燃料噴射量と油温とエンジン回転速度Ｎｅを用いてマップ等により算出する。

その後、Ｂバンクでは、エンジン回転速度Ｎｅと油温とに基づいて算出された基本となる比例項（Ｐ）ゲインにＰ項補正ゲインを掛け合わせて比例項（Ｐ）ゲインを補正し、同様に、エンジン回転速度Ｎｅと油温とに基づいて算出された基本となる微分項（Ｄ）ゲインにＤ項補正ゲインを掛け合わせて微分項（Ｄ）ゲインを補正する。

そして、目標変位角と実変位角との偏差に補正後の比例項（Ｐ）ゲインを掛け合わせたＰ項補正量と、カム軸変位速度（ｄｅ／ｄｔ）に補正後の微分項（Ｄ）ゲインを掛け合わせたＤ項補正量とを加算して、フィードバック補正量を求め、これを電流値に変換して補正電流を求め、この補正電流を保持電流に加算して、Ｂバンクの制御電流を求める。このようにして求められたＢバンクの制御電流は、高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該Ｂバンクのバルブタイミング制御の応答性（カム軸変位速度）を速めるように補正された制御電流となり、図５（ｂ）に示すように、Ｂバンクのバルブタイミング制御の応答性がＡバンクのバルブタイミング制御の応答性とほぼ一致するようになる。

次に、上述した２つのバンクのバルブタイミング制御を実行する各ルーチンの処理内容を説明する。マイクロコンピュータ４８は、これら各ルーチンを実行することで、特許請求の範囲でいう制御手段としての役割を果たす。

《Ａバンクのバルブタイミング制御》
［Ａバンク制御電流算出ルーチン］図８に示すＡバンク制御電流算出ルーチンは、エンジン運転中に所定クランク角毎（例えば６気筒エンジンでは１２０℃Ａ毎）に繰り返し実行され、次のようにして、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないＡバンクの制御電流Ｉｄを算出する。まず、ステップ１１０、１１１で、目標変位角ＶＴＴと実変位角ＶＴを読み込み、次のステップ１１２で、両者の偏差ＰＴを算出する。
ＰＴ＝ＶＴＴ−ＶＴ
この後、ステップ１１３に進み、所定クランク角（サンプリング間隔）当たりの実変位角変化量ＤＴ（カム軸変位速度に比例する情報）を算出する。
ＤＴ＝ＶＴ−ＶＴ（ｉ−１）
ここで、ＶＴ（ｉ−１）は、前回サンプリングした実変位角である。

そして、次のステップ１１４で、後述する図１０のＰゲイン算出サブルーチンを実行することで、ＰゲインＰＧを算出した後、ステップ１１５に進み、後述する図１１のＤゲイン算出サブルーチンを実行することで、ＤゲインＤＧを算出する。

この後、ステップ１１６に進み、変位角偏差ＰＴにＰゲインＰＧを掛け合わせたＰ項補正量（ＰＴ×ＰＧ）と、実変位角変化量ＤＴにＤゲインＤＧを掛け合わせたＤ項補正量（ＤＴ×ＤＧ）とを加算して、フィードバック補正量ＦＤを求め、これを図９のフィードバック補正量−電流値変換テーブルを用いて電流値に変換して補正電流Ｉｆを求める。
ＦＤ＝ＰＴ×ＰＧ＋ＤＴ×ＤＧ
Ｉｆ←ＦＤ（電流変換）
尚、図９のフィードバック補正量−電流値変換テーブルは、予めリニアソレノイド６４の電流値と実バルブタイミング変化速度（実カム軸変位速度）との関係を測定し、そのデータから設定されている。

この後、ステップ１１７に進み、補正電流Ｉｆを保持電流Ｉｈに加算して、Ａバンクの制御電流Ｉｄを求める。
Ｉｄ＝Ｉｆ＋Ｉｈ
［Ｐゲイン算出サブルーチン］図８のステップ１１４で図１０のＰゲイン算出サブルーチンが起動されると、まずステップ１２０で、変位角偏差ＰＴとエンジン回転速度ＮｅとをパラメータとするベースＰゲインＰＢＡＳのマップを検索して、現在の変位角偏差ＰＴとエンジン回転速度Ｎｅに応じたベースＰゲインＰＢＡＳを算出する。このベースＰゲインＰＢＡＳのマップは、予め実験又はシミュレーション等によって作成され、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶されている。

この後、ステップ１２１に進み、油温をパラメータとする油温補正係数ＰＣＭＰのテーブルを検索して、現在の油温に応じた油温補正係数ＰＣＭＰを算出する。この油温補正係数ＰＣＭＰを用いる理由は、位相差調整装置４０の駆動力が油圧であり、油温によって作動油の粘性が変化して位相差調整装置４０自体の応答性が変化したり、油圧リーク量が変化したりするためであり、また、油温に応じて変化する位相差調整装置４０の温度によって摩擦損失が変化するためである。尚、油温補正係数ＰＣＭＰのテーブルも、予め実験又はシミュレーション等によって作成され、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶されている。

そして、次のステップ１２２で、ベースＰゲインＰＢＡＳに油温補正係数ＰＣＭＰを掛け合わせて、最終的なＰゲインＰＧを求める。
ＰＧ＝ＰＢＡＳ×ＰＣＭＰ
［Ｄゲイン算出サブルーチン］図８のステップ１１５で図１１のＤゲイン算出サブルーチンが起動されると、まずステップ１３０で、実変位角変化量ＤＴとエンジン回転速度ＮｅとをパラメータとするベースＤゲインＤＢＡＳのマップを検索して、現在の実変位角変化量ＤＴとエンジン回転速度Ｎｅに応じたベースＤゲインＤＢＡＳを算出する。このベースＤゲインＤＢＡＳのマップは、予め実験又はシミュレーション等によって作成され、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶されている。

この後、ステップ１３１に進み、油温をパラメータとする油温補正係数ＤＣＭＰのテーブルを検索して、現在の油温に応じた油温補正係数ＤＣＭＰを算出する。この油温補正係数ＤＣＭＰのテーブルも、予め実験又はシミュレーション等によって作成され、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶されている。

そして、次のステップ１３２で、ベースＤゲインＤＢＡＳに油温補正係数ＤＣＭＰを掛け合わせて、最終的なＤゲインＤＧを求める。
ＰＧ＝ＤＢＡＳ×ＤＣＭＰ
《Ｂバンクのバルブタイミング制御》
［Ｂバンク制御電流算出ルーチン］図１２に示すＢバンク制御電流算出ルーチンは、エンジン運転中に所定クランク角毎（例えば６気筒エンジンでは１２０℃Ａ毎）に繰り返し実行され、次のようにして、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクの制御電流Ｉｄを算出する。ステップ２１０〜２１５の処理は、図８のＡバンク制御電流算出ルーチンのステップ１１０〜１１５の処理と全く同じであり、Ａバンクと同様の方法で、ＢバンクのＰゲインＰＧとＤゲインＤＧを算出する。

この後、ステップ２１６に進み、図１３のＰゲイン負荷補正係数算出サブルーチンを実行して、ＰゲインＰＧを高圧燃料ポンプ１００の負荷（該負荷による応答遅れ）に応じて補正するためのＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを算出する。この際、高圧燃料ポンプ１００の負荷を推定する情報として、燃料噴射量（高圧燃料ポンプ１００の燃料吸入量に比例する情報）、油温、エンジン回転速度Ｎｅを用い、これらに応じてマップ等からＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを算出する。

本実施形態（１）では、予め、燃料噴射量と油温をパラメータとするＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰの二次元マップを、エンジン回転速度Ｎｅ毎に複数枚作成して、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶しておき、現在のエンジン回転速度Ｎｅに近い２枚のマップを検索して現在の燃料噴射量と油温に応じたＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを算出し、それを線形補間して最終的なＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを求める。尚、燃料噴射量、油温、エンジン回転速度Ｎｅをパラメータとする三次元マップを用いるようにしても良い。また、油温の代わりに冷却水温を用いても良い。更には、燃料噴射量、油温（又は冷却水温）、エンジン回転速度Ｎｅのうちの２つ又は１つの情報のみに基づいてＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを算出するようにしても良い。

Ｐゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰの算出後、図１２のステップ２１７に進み、図１４のＤゲイン負荷補正係数算出サブルーチンを実行して、ＤゲインＤＧを高圧燃料ポンプ１００の負荷（該負荷による応答遅れ）に応じて補正するためのＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを算出する。この際、高圧燃料ポンプ１００の負荷を推定する情報として、燃料噴射量、油温、エンジン回転速度Ｎｅを用い、これらに応じてマップ等からＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを算出する。

本実施形態（１）では、予め、燃料噴射量と油温をパラメータとするＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤの二次元マップを、エンジン回転速度Ｎｅ毎に複数枚作成して、マイクロコンピュータ４８のＲＯＭに記憶しておき、現在のエンジン回転速度Ｎｅに近い２枚のマップを検索して現在の燃料噴射量と油温に応じたＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを算出し、それを線形補間して最終的なＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを求める。尚、燃料噴射量、油温、エンジン回転速度Ｎｅをパラメータとする三次元マップを用いるようにしても良い。また、油温の代わりに冷却水温を用いても良い。更には、燃料噴射量、油温（又は冷却水温）、エンジン回転速度Ｎｅのうちの２つ又は１つの情報のみに基づいてＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを算出するようにしても良い。

Ｄゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤの算出後、図１２のステップ２１８に進み、変位角偏差ＰＴにＰゲインＰＧとＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを掛け合わせたＰ項補正量（ＰＴ×ＰＧ×ＦＰＭＰＰ）と、実変位角変化量ＤＴにＤゲインＤＧとＤゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＤを掛け合わせたＤ項補正量（ＤＴ×ＤＧ×ＦＰＭＰＤ）とを加算して、フィードバック補正量ＦＤを求め、これを図９のフィードバック補正量−電流値変換テーブルを用いて電流値に変換して補正電流Ｉｆを求める。
ＦＤ＝ＰＴ×ＰＧ×ＦＰＭＰＰ＋ＤＴ×ＤＧ×ＦＰＭＰＤ
Ｉｆ←ＦＤ（電流変換）
この後、ステップ２１９に進み、補正電流Ｉｆを保持電流Ｉｈに加算して、Ｂバンクの制御電流Ｉｄを求める。
Ｉｄ＝Ｉｆ＋Ｉｈ
次に、高圧燃料ポンプ１００の負荷によるバルブタイミング制御の応答遅れを補正する方法について、図１５及び図１６を用いて、Ｐ項補正を例にして説明する。吸気側カム軸４に高圧燃料ポンプ１００が装備されたＢバンクにおいては、高圧燃料ポンプ１００の負荷（燃料噴射量）が大きくなるほど、カム軸変位の応答性が遅くなる。例えば、高圧燃料ポンプ１００の負荷（燃料噴射量）が０のときには、カム軸変位９０％応答性（現在のカム軸変位角から目標カム軸変位角の９０％点まで到達するまでの時間）が０．７ｓｅｃ程度であるが、高圧燃料ポンプ１００の負荷（燃料噴射量）が大きくなると、それに対する補正を行わない場合（従来）は、カム軸変位９０％応答性が１．２ｓｅｃ程度まで遅くなってしまう。このため、従来は、図１６に破線で示すように、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクのカム軸変位の応答性（バルブタイミング制御の応答性）がＡバンクと比べてかなり遅くなり、目標変位角が急変する過渡運転時に、ＡバンクとＢバンクとで内部ＥＧＲ量や新気の充填効率がアンバランスとなって、トルク変動やドライバビリティの悪化等を招くという問題があった。

そこで、本実施形態（１）では、Ｂバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れを解消するため、高圧燃料ポンプ１００の負荷が大きくなるほど、その負荷による応答遅れを補正するためのＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを大きくするように設定し（ＦＰＭＰＰ≧１）、図１６に示すように、このＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰに応じてＢバンクの制御電流を増加補正する。これにより、バンクのバルブタイミング応答性を速めることができるため、Ｂバンクに高圧燃料ポンプ１００の大きな負荷がかかっても、その負荷が０のときと同程度の応答性を確保することができる。その結果、ＡバンクとＢバンクとの間で吸気側カム軸４の負荷トルクが大きく異なる場合でも、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせて両バンクの応答性を一致させることができ、過渡運転時のトルク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消することができる。

［実施形態（２）］
上記実施形態（１）では、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせるようにしたが、位相差調整装置４０をその性能の限界付近で作動させてバルブタイミング制御を行うシステムでは、遅い側の応答性を速い側の応答性に合わせるだけの性能上の余裕がない場合がある。

そこで、図１７及び図１８に示す本発明の実施形態（２）では、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）を遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）に合わせるように補正する。これを実現するために、本実施形態（２）では、図１８に示すように、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないＡバンクの方に、Ｂバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れを補正するポンプ負荷補正ゲインを算出する機能を追加し、Ｂバンクについては、ポンプ負荷補正ゲインを算出しない。

この場合、Ｂバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷が大きくなるほど、その負荷による応答遅れを補正するためのＡバンクのＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰを小さくするように設定し（ＦＰＭＰＰ≦１）、このＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰに応じてＡバンクの制御電流を減量補正する。これにより、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）を遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）に合わせて、両バンクの応答性を一致させることができる。その結果、位相差調整装置４０をその性能の限界付近で作動させてバルブタイミング制御を行うシステムのように、遅い側の応答性を速い側の応答性に合わせるだけの性能上の余裕がない場合でも、両バンクの応答性を余裕を持って一致させることができ、過渡運転時のトルク変動やドライバビリティ悪化等の問題を解消することができる。

［実施形態（３）］
次に、本発明の実施形態（３）を図１９に基づいて説明する。本実施形態（３）は、前記実施形態（１）と同じく、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせる発明の具体例であるが、その手法が前記実施形態（１）と異なる。

前記実施形態（１）では、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）が既知であると仮定して、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を既知の速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせるようにしたが、実際には、システムの製造ばらつき、経年的な動作特性変化、運転条件によって、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）も変化するものと思われる。これらの中で、運転条件による応答性の変化は、ポンプ負荷補正ゲインに反映させることができるが、システムの製造ばらつきや経年的な動作特性変化については、ポンプ負荷補正ゲインに反映させることができないため、両バンクの応答性がずれる要因となる。

そこで、本実施形態（３）では、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）と遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）との差をＢバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れとして検出し、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を該応答遅れ分だけ速めるように補正することで、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせるようにしている。

具体的には、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかかるＢバンクの方に、高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れを補正するポンプ負荷補正ゲインを算出する機能を追加し、Ａバンクの実変位角とＢバンクの実変位角との偏差をＰ項偏差として算出し、このＰ項偏差に基づいてＰ項補正ゲイン算出する。更に、Ａバンクのカム軸変位速度（ｄｅ／ｄｔ）とＢバンクのカム軸変位速度（ｄｅ／ｄｔ）との偏差をＤ項偏差として算出し、このＤ項偏差に基づいてＤ項補正ゲイン算出する。これ以外の機能は、前記実施形態（１）と同じである。

以上説明した本実施形態（３）では、Ｂバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れ（Ｐ項偏差とＤ項偏差）を検出して、その応答遅れ分だけ遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速めるように補正することで、遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）を速い側の応答性（Ａバンクの応答性）に合わせるようにしたので、システムの製造ばらつきや経年的な動作特性変化があっても、それらの影響を含めた応答遅れを検出して、その応答遅れを補正することができ、システムの製造ばらつきや経年的な動作特性変化の影響を受けない安定した応答性の補正制御が可能となる。

尚、前記実施形態（２）で説明したように、位相差調整装置４０をその性能の限界付近で作動させてバルブタイミング制御を行うシステムでは、遅い側の応答性を速い側の応答性に合わせるだけの性能上の余裕がない場合があるため、前記実施形態（２）と同じく、高圧燃料ポンプ１００の負荷がかからないＡバンクの方に、Ｂバンクの高圧燃料ポンプ１００の負荷による応答遅れを補正するポンプ負荷補正ゲインを算出する機能を追加し、速い側の応答性（Ａバンクの応答性）を遅い側の応答性（Ｂバンクの応答性）に合わせるように補正するようにすると良い。

［実施形態（４）］
前記実施形態（１）〜（３）では、一方のバンクの応答性を他方のバンクの応答性に合わせるようにしたが、図２０及び図２１に示す本発明の実施形態（４）では、Ａバンクの応答性とＢバンクの応答性との間に両者の中間的な応答性を想定し、応答性が遅い方のＢバンクの制御電流を前記中間的な応答性からの位相遅れ分だけ当該Ｂバンクの応答性を速めるように増量補正し、且つ、応答性が速い方のＡバンクの制御電流を前記中間的な応答性からの位相進み分だけ当該Ａバンクの応答性を低下させるように減量補正するようにしている。これを実現するために、本実施形態（４）では、図２１に示すように、ＡバンクとＢバンクの両方に、ポンプ負荷補正ゲインを算出する機能を追加した構成としている。

この構成では、制御電流の補正量を前記実施形態（１）〜（３）の場合よりも少なくしながら、ＡバンクとＢバンクとの間でバルブタイミング制御の応答性を合わせることができる利点がある。

尚、前記各実施形態（１）〜（４）は、本発明を吸気バルブのバルブタイミング制御に適用したものであるが、排気バルブのバルブタイミング制御にも同様に適用できることは言うまでもない。

また、前記各実施形態（１）〜（４）では、位相差調整装置４０の動力源として油圧式アクチュエータを用いるようにしたが、電気式アクチュエータを用いても良いことは言うまでもない。この場合は、電気式アクチュエータに電源を供給するバッテリの電圧、冷却水温、これらと相関関係のある物理量の少なくとも１つを高圧燃料ポンプ１００の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いるようにすれば良い。

つまり、バッテリ電圧によって電気式アクチュエータの駆動力が変化し、また、冷却水温と電気式アクチュエータの温度との間に相関関係があり、電気式アクチュエータの温度によって巻線等の内部抵抗値が変化して電気式アクチュエータの駆動力が変化する。更に、冷却水温と高圧燃料ポンプ１００の温度との間にも相関関係があり、高圧燃料ポンプ１００の温度によって高圧燃料ポンプ１００の摩擦損失等が変化して高圧燃料ポンプ１００の負荷が変化する。従って、電気式アクチュエータを用いるシステムでは、バッテリ電圧、冷却水温、これらと相関関係のある物理量は、いずれも高圧燃料ポンプ１００の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いることができ、その情報からポンプ負荷補正ゲインを精度良く設定することができる。

また、バルブタイミング制御の応答性を遅くする負荷は、高圧燃料ポンプ１００に限定されず、それ以外の補機類であっても良い。また、本発明は、Ｖ型エンジンに限定されず、水平対向型エンジン等、複数のバンク（複数の気筒群）からなる各種のエンジンに適用でき、更には、燃料噴射方式も、筒内噴射方式に限定されず、吸気ポート噴射方式であっても良い。

本発明の実施形態（１）を示すシステム全体の概略構成図 位相差調整装置の構成を示す断面図 油圧制御弁の動作を説明する断面図 実バルブタイミング変化速度とスプール位置との関係を示す特性図 （ａ）は従来のＡバンクとＢバンクとの応答性の違いを説明する図、（ｂ）は実施形態（１）の応答性補正制御で合わされるＡバンクとＢバンクとの応答性を説明する図 実施形態（１）の制御系の機能ブロック図 高圧燃料ポンプの負荷とバルブタイミング制御の応答性との関係を示す図 実施形態（１）のＡバンク制御電流算出ルーチンの処理の流れを示すフローチャート フィードバック補正量ＦＤを補正電流Ｉｆに換算するテーブルの一例を概念的に示す図 実施形態（１）のＰゲイン算出サブルーチンの処理の流れを示すフローチャート 実施形態（１）のＤゲイン算出サブルーチンの処理の流れを示すフローチャート 実施形態（１）のＢバンク制御電流算出ルーチンの処理の流れを示すフローチャート 実施形態（１）のＰゲイン負荷補正係数算出サブルーチンの処理の流れを示すフローチャート 実施形態（１）のＤゲイン負荷補正係数算出サブルーチンの処理の流れを示すフローチャート （ａ）は燃料噴射量とカム軸変位９０％応答性とＰゲイン負荷補正係数ＦＰＭＰＰとの関係を説明する図、（ｂ）はカム軸変位９０％応答性を説明する図 実施形態（１）の応答性補正制御の一例を説明するタイムチャート （ａ）は従来のＡバンクとＢバンクとの応答性の違いを説明する図、（ｂ）は実施形態（２）の応答性補正制御で合わされるＡバンクとＢバンクとの応答性を説明する図 実施形態（２）の制御系の機能ブロック図 実施形態（３）の制御系の機能ブロック図 （ａ）は従来のＡバンクとＢバンクとの応答性の違いを説明する図、（ｂ）は実施形態（４）の応答性補正制御で合わされるＡバンクとＢバンクとの応答性を説明する図 実施形態（４）の制御系の機能ブロック図

符号の説明

１…エンジン（内燃機関）、２…クランク軸、４…吸気側カム軸、５…排気側カム軸、１７…油圧ピストン、２２…進角側油圧室、２８…オイルパン、２９…オイルポンプ、３０…油圧制御弁、３２…遅角側油圧室、４０…位相差調整装置（バルブタイミング調整手段）、４２…クランク位置センサ、４４…カム軸位置センサ、４６…エンジン制御装置、４８…マイクロコンピュータ（制御手段，補正手段）、６４…リニアソレノイド、１００…高圧燃料ポンプ（補機類）。

Claims (7)

1. 複数の気筒群から成る内燃機関の各気筒群毎に設けられた吸気側及び排気側のカム軸と、各気筒群の吸気側及び排気側の少なくとも一方のカム軸の回転位相をクランク軸の回転位相に対して進角又は遅角させることで各気筒群の吸気側及び排気側の少なくとも一方のバルブタイミングを進角又は遅角させるバルブタイミング調整手段と、各気筒群の実バルブタイミングを目標バルブタイミングに一致させるように各気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を制御するバルブタイミング制御を行う制御手段と、特定の気筒群のカム軸によって駆動される補機類とを備えた内燃機関の可変バルブタイミング制御装置において、
   前記補機類の負荷によって生じる前記特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答遅れを考慮して前記特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答性と他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性とを一致させるように当該特定の気筒群及び／又は他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を補正する補正手段を備え、
   前記補正手段は、前記特定の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を前記補機類の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答性を速めるように見込みで補正することを特徴とする内燃機関の可変バルブタイミング制御装置。
2. 前記補正手段は、機関回転速度、機関負荷状態、前記バルブタイミング調整手段の動力源の状態の少なくとも１つを前記補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用い、該情報に応じて補正量を設定することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変バルブタイミング制御装置。
3. 前記バルブタイミング調整手段の動力源として油圧式アクチュエータを用い、
   前記補正手段は、前記油圧式アクチュエータの作動油の油温、冷却水温、これらと相関関係のある物理量の少なくとも１つを前記補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の可変バルブタイミング制御装置。
4. 前記バルブタイミング調整手段の動力源として電気式アクチュエータを用い、
   前記補正手段は、前記電気式アクチュエータに電源を供給するバッテリの電圧、冷却水温、これらと相関関係のある物理量の少なくとも１つを前記補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用いることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の可変バルブタイミング制御装置。
5. 複数の気筒群から成る内燃機関の各気筒群毎に設けられた吸気側及び排気側のカム軸と、各気筒群の吸気側及び排気側の少なくとも一方のカム軸の回転位相をクランク軸の回転位相に対して進角又は遅角させることで各気筒群の吸気側及び排気側の少なくとも一方のバルブタイミングを進角又は遅角させるバルブタイミング調整手段と、各気筒群の実バルブタイミングを目標バルブタイミングに一致させるように各気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を制御するバルブタイミング制御を行う制御手段と、特定の気筒群のカム軸によって駆動される補機類とを備えた内燃機関の可変バルブタイミング制御装置において、
   前記補機類の負荷によって生じる前記特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答遅れを考慮して前記特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答性と他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性とを一致させるように当該特定の気筒群及び／又は他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を補正する補正手段を備え、
   前記補正手段は、機関回転速度、機関負荷状態、前記バルブタイミング調整手段の動力源の状態の少なくとも１つを前記補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用い、該情報に応じて補正量を設定し、
   前記補正手段は、前記他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を前記補機類の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性を低下させるように見込みで補正することを特徴とする内燃機関の可変バルブタイミング制御装置。
6. 複数の気筒群から成る内燃機関の各気筒群毎に設けられた吸気側及び排気側のカム軸と、各気筒群の吸気側及び排気側の少なくとも一方のカム軸の回転位相をクランク軸の回転位相に対して進角又は遅角させることで各気筒群の吸気側及び排気側の少なくとも一方のバルブタイミングを進角又は遅角させるバルブタイミング調整手段と、各気筒群の実バルブタイミングを目標バルブタイミングに一致させるように各気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を制御するバルブタイミング制御を行う制御手段と、特定の気筒群のカム軸によって駆動される補機類とを備えた内燃機関の可変バルブタイミング制御装置において、
   前記補機類の負荷によって生じる前記特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答遅れを考慮して前記特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答性と他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性とを一致させるように当該特定の気筒群及び／又は他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を補正する補正手段を備え、
   前記バルブタイミング調整手段の動力源として油圧式アクチュエータを用い、
   前記補正手段は、前記油圧式アクチュエータの作動油の油温、冷却水温、これらと相関関係のある物理量の少なくとも１つを前記補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用い、
   前記補正手段は、前記他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を前記補機類の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性を低下させるように見込みで補正することを特徴とする内燃機関の可変バルブタイミング制御装置。
7. 複数の気筒群から成る内燃機関の各気筒群毎に設けられた吸気側及び排気側のカム軸と、各気筒群の吸気側及び排気側の少なくとも一方のカム軸の回転位相をクランク軸の回転位相に対して進角又は遅角させることで各気筒群の吸気側及び排気側の少なくとも一方のバルブタイミングを進角又は遅角させるバルブタイミング調整手段と、各気筒群の実バルブタイミングを目標バルブタイミングに一致させるように各気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を制御するバルブタイミング制御を行う制御手段と、特定の気筒群のカム軸によって駆動される補機類とを備えた内燃機関の可変バルブタイミング制御装置において、
   前記補機類の負荷によって生じる前記特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答遅れを考慮して前記特定の気筒群のバルブタイミング制御の応答性と他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性とを一致させるように当該特定の気筒群及び／又は他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を補正する補正手段を備え、
   前記バルブタイミング調整手段の動力源として電気式アクチュエータを用い、
   前記補正手段は、前記電気式アクチュエータに電源を供給するバッテリの電圧、冷却水温、これらと相関関係のある物理量の少なくとも１つを前記補機類の負荷又は該負荷による応答遅れを推定する情報として用い、
   前記補正手段は、前記他の気筒群のバルブタイミング調整手段の制御量を前記補機類の負荷による応答遅れに相当する分だけ当該他の気筒群のバルブタイミング制御の応答性を低下させるように見込みで補正することを特徴とする内燃機関の可変バルブタイミング制御装置。

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