JP4708453B2 - 可変バルブタイミング機構の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、機関バルブのバルブ作動角の中心位相を可変とする可変バルブタイミング機構の制御装置に関し、詳しくは、機関の始動時において可変バルブタイミング機構を目標に制御する技術に関する。

特許文献１には、機関の停止時に、バルブタイミングを機関始動時の目標に向けてフィードバック制御し、このときの操作量を記憶し、機関の始動時に前記記憶した操作量を出力することが記載されている。
特開２００５−２９１２００号公報

機関始動時には、始動時の目標バルブタイミングにまでオーバーシュートすることなく、応答良く変化させることで、始動時間の短縮を図ることができる。
しかし、フィードバック制御では、目標バルブタイミングと実際のバルブタイミングとの偏差に応じて操作量が設定されるため、オーバーシュートを回避しようとすると、応答が悪くなり、目標バルブタイミングの到達時間が長くなってしまう。

一方、フィードフォワード制御では、応答性は向上するものの、オーバーシュートが発生したり、目標バルブタイミングからずれた位置に収束したりする可能性があり、応答性と収束精度の改善が望まれていた。
そこで、本発明は、機関始動時に、始動時の目標バルブタイミングに応答良くかつ高精度に収束させることができる可変バルブタイミング機構の制御装置を提供とすることを目的とする。

そのため、本発明では、機関の始動状態において、可変バルブタイミング機構の最大変換速度に対応する第１操作量によって、可変バルブタイミング機構を目標バルブタイミングに向けて駆動し、前記第１操作量で可変バルブタイミング機構が駆動される状態での実際のバルブタイミングを推定し、前記推定したバルブタイミングが前記目標バルブタイミングに到達すると、操作量を、前記第１操作量から、目標バルブタイミングの変化に対して規範の応答で追従変化する規範応答バルブタイミングに沿って実際のバルブタイミングを変化させる第２操作量に切り換えるようにした。

上記発明によると、第１操作量で可変バルブタイミング機構が駆動される状態での実際のバルブタイミングを推定し、該推定結果が、始動時の目標バルブタイミングに到達したと判断されるまでは、最大変換速度に対応する第１操作量によって可変バルブタイミング機構を駆動するから、始動時の目標バルブタイミングに到達するまでの時間を短くして、始動時間を短縮することが可能となり、更に、目標バルブタイミングへの到達が判定されると、第１操作量から、規範応答バルブタイミングに沿って実際のバルブタイミングを変化させる第２操作量への切り換えが行われるから、オーバーシュートを防止して、収束性を向上させることができる。

以下に本発明の実施の形態を説明する。
図１は、実施形態における車両用内燃機関のシステム構成図である。
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（機関バルブ）１０５を介して、燃焼室１０６内に空気が吸入される。

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、フロント触媒コンバータ１０８及びリア触媒コンバータ１０９で浄化された後、大気中に放出される。
前記吸気バルブ１０５及び排気バルブ１０７は、それぞれ排気カムシャフト１１０，吸気カムシャフト１３４に設けられたカムによって開閉駆動されるが、吸気カムシャフト１３４には、クランクシャフト１２０に対する吸気カムシャフト１３４の相対位相を変化させることで、吸気バルブ１０５の作動角の中心位相を連続的に変化させる可変バルブタイミング機構（以下、ＶＴＣと略す）１１３が設けられている。

また、各気筒の吸気バルブ１０５上流側の吸気ポート１３０には、電磁式の燃料噴射弁１３１が設けられる。
前記燃料噴射弁１３１は、エンジンコントロールユニット（以下、ＥＣＵと略す）１１４からの噴射パルス信号Ｔｉ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。

前記ＥＣＵ１１４は、マイクロコンピュータを含んで構成され、各種センサからの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，ＶＴＣ１１３及び燃料噴射弁１３１などを制御する。
前記各種センサとしては、アクセル開度ＡＰＯを検出するアクセル開度センサ１１６、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に軸支したシグナルプレートに設けた被検出部を検出することで基準クランク角位置毎（４気筒でクランク角１８０°毎）の基準クランク角信号ＲＥＦ及び単位クランク角毎の単位角度信号ＰＯＳを出力するクランク角センサ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ＴＷを検出する水温センサ１１９、機関１０１の潤滑油温度ＴＯを検出する油温センサ１２０、吸気カムシャフト１３４に軸支したシグナルプレートに設けた被検出部を検出することで基準カム角毎（クランク角１８０°に相当するカム角で９０°毎）のカム信号ＣＡＭを出力するカムセンサ１３２などが設けられている。

尚、前記クランク角センサ１１７から出力される基準クランク角信号ＲＥＦ又は単位角度信号ＰＯＳに基づき、ＥＣＵ１１４において機関回転速度Ｎｅが算出される。
次に、前記ＶＴＣ１１３の構造・機能を、図２〜図８に基づいて説明する。
図２に示すように、前記ＶＴＣ１１３は、前記吸気カムシャフト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１２０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グ３０３と、この駆動リング３０３とカムシャフト１３４の前方側（図２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、を備えている。

前記駆動リング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３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。

また、従動軸部材３０７は、図２に示すように、カムシャフト１３４の前端部に突き合わ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３個のレバー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。

各リンク３１１は、突出部３１３が対応する径方向溝３０８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とはリンク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。
前記リンク３１１の先端の突出部３１３と係合ピン３１６、コイルばね３１７等とによって径方向に変位可能な可動案内部が構成される。

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。
従って、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向けて移動し、逆に、中間回転体３１８が進み方向に相対変位すると、半径方向外側に向けて移動する。

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。

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する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、或いは、この両者の回動位置を維持するようになっている。

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される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（アクチュエータ）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。

ヒステリシスリング３２３は、図６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３２４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３２５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。
また、図４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。
従って、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７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。
ここで、このヒステリシスブレーキ３２０の作動原理を図８によって説明する。
尚、図８（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８（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８（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。
この状態からヒステリシスリング３２３が図８（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が変位することになるため、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）ことになる。

従って、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。

前記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。

本実施形態に係るＶＴＣ１１３は以上のような構成となっており、ヒステリシスブレーキ３２０の電磁コイル３２４の励磁をオフにすると、ゼンマイばね３１９の付勢力によって中間回転体３１８が駆動リング３０３に対して機関回転方向に最大限回転し、係合ピン３１６が渦巻き溝３１５の外周側端面３１５ａに突き当たる位置で規制され、この位置がＶＴＣ１１３の機構上で変更し得る相対位相の最遅角位置となる（図３参照）。

この状態から電磁コイル３２４の励磁をオンとすると、ゼンマイばね３１９の力に抗する制動力（ブレーキトルク）が中間回転体３１８に付与されて、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に誘導されることでリンク３１１の先端部が径方向溝３０８に沿って変位し、リンク１１の作用によって駆動リング３０３と従動軸部材３０７の組付角が進角側に変更される。

そして、前記電磁コイル３２４の励磁電流を増大して制動力を増大していくと、ついには係合ピン３１６が渦巻き溝３１５の内周側端面３１５ｂに突き当たる位置で規制され、この位置がＶＴＣ１１３の機構上で変更し得る相対位相の最進角位置となる（図５参照）。
この状態から電磁コイル３２４の励磁電流が減少して制動力が減少すると、ゼンマイばね３１９の付勢力によって中間回転体３１８が正方向に戻り回転し、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、駆動リング３０３と従動軸部材３０７の組付角が遅角側に変更される。

このように、このＶＴＣ１１３によって可変されるクランクシャフト１２０に対するカムシャフト１３４の相対位相（吸気バルブ１０５の作動角の中心位相）は、電磁コイル３２４の励磁電流値（操作量）を制御してヒステリシスブレーキ３２０の制動力を制御することによって、換言すれば、カムシャフト１３４に付加するブレーキトルクを制御することによって、連続的に変更され、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。

尚、ＶＴＣ１１３は、前記図２〜図８に基づいて説明した機構のものに限定されるものではなく、同じくカムシャフトにブレーキトルクを作用させてバルブ作動角の中心位相を連続的に可変とする公知の可変バルブタイミング機構を採用できる。
前記ブレーキトルクを作用させる可変バルブタイミング機構としては、例えば、特開２００３−１２９８０６号公報や特開２００１−２４１３３９号公報に開示される機構などがある。

前記特開２００３−１２９８０６号公報に開示される機構は、進角用の第１電磁ブレーキと、遅角用の第２電磁ブレーキとを備え、上記図２〜図５に示した機構と同様な組付角操作機構に対して、進角方向に作用する制動力と遅角方向に作用する制動力を付与するものである。
また、特開２００１−２４１３３９号公報に開示される機構は、第１の電磁ソレノイドの発生磁界による摩擦制動をドラムに作用させることで、ドラムをプーリに対して相対回転させ、これにより、カムシャフトの回転位相をプーリに対して進角側に変化させる一方、第２の電磁ソレノイドの発生磁界によって、前記ドラムが前記プーリに対して相対回転できるようにする機構であり、前記第２の電磁ソレノイドを非通電状態とすることで、位相が保持されるように構成される。

更に、ブレーキトルク（制動力）をカムシャフトに作用させることで位相変化させる可変バルブタイミング機構に限定されず、例えば、特開２００７−２６２９１４号公報に開示されるような電動モータを駆動源とする可変バルブタイミング機構であってもよい。
図９〜図１４は、前記電動モータを駆動源とする可変バルブタイミング機構の一例を示す。

図９に示す電動モータ式可変バルブタイミング機構１１３は、スプロケット２０１０、カムプレート２０２０、リンク機構２０３０、ガイドプレート２０４０、減速機２０５０、及び電動モータ２０６０から構成される。
スプロケット２０１０は、チェーン等を介してクランクシャフト１２０に連結される。
吸気カムシャフト１３４は、スプロケット２０１０の回転軸と同心軸で、スプロケット２０１０に対して相対的に回転可能に設けられる。

カムプレート２０２０は、ピン（１）２０７０により吸気カムシャフト１３４に連結され、スプロケット２０１０の内部において、吸気カムシャフト１３４と一体的に回転する。
なお、カムプレート２０２０と吸気カムシャフト１３４とを一体的に形成するようにしてもよい。

リンク機構２０３０は、アーム（１）２０３１とアーム（２）２０３２とから構成される。
図９のＡ−Ａ断面図である図１０に示すように、吸気カムシャフト１３４の回転軸に対して点対称になるように、一対のアーム（１）２０３１がスプロケット２０１０内に設けられ、各アーム（１）２０３１は、ピン（２）２０７２を中心として搖動可能であるようにスプロケット２０１０に連結される。

図９のＢ−Ｂ断面図である図１１、及び、図１１の状態から吸気バルブ１０５のバルブ作動角の中心位相を進角させた状態である図１２に示すように、アーム（１）２０３１とカムプレート２０２０とが、アーム（２）２０３２により連結されている。
アーム（２）２０３２は、ピン（３）２０７４を中心として、アーム（１）２０３１に対して搖動可能に支持され、また、アーム（２）２０３２は、ピン（４）２０７６を中心として、カムプレート２０２０に対して搖動可能に支持される。

一対のリンク機構２０３０により、吸気カムシャフト１３４がスプロケット２０１０に対して相対的に回転し、吸気バルブ１０５の位相が変更される。
各リンク機構２０３０（アーム（２）２０３２）のガイドプレート２０４０側の面には、制御ピン２０３４が設けられ、該制御ピン２０３４は、ピン（３）２０７４と同心軸に設けられて、ガイドプレート２０４０に設けられたガイド溝２０４２内を摺動する。

各制御ピン２０３４は、ガイドプレート２０４０のガイド溝２０４２内を摺動することにより、半径方向に移動され、各制御ピン２０３４が半径方向に移動することで、吸気カムシャフト１３４がスプロケット２０１０に対して相対回転する。
図９のＣ−Ｃ断面図である図１３に示すように、ガイド溝２０４２は、ガイドプレート２０４０が回転することにより各制御ピン２０３４を半径方向に移動させるように、渦巻形状に形成される。

そして、制御ピン２０３４がガイドプレート２０４０の軸心から半径方向に離れるほど、吸気バルブ１０５のバルブ作動角の中心位相はより遅角される。
即ち、中心位相の変化量は、制御ピン２０３４が半径方向に変化することによるリンク機構２０３０の作動量に対応した値になる。
図１３に示すように、制御ピン２０３４がガイド溝２０４２の端部に当接すると、リンク機構２０３０の作動が制限され、制御ピン２０３４がガイド溝２０４２の端部に当接する状態が、中心位相の最遅角もしくは最進角の状態になる。

ガイドプレート２０４０には、ガイドプレート２０４０と減速機２０５０とを連結するための凹部２０４４が、減速機２０５０側の面において複数設けられる。
減速機２０５０は、外歯ギヤ２０５２及び内歯ギヤ２０５４から構成され、外歯ギヤ２０５２は、スプロケット２０１０と一体的に回転するように、スプロケット２０１０に対して固定される。

内歯ギヤ２０５４には、ガイドプレート２０４０の凹部２０４４に収容される凸部２０５６が複数形成される。また、内歯ギヤ２０５４は、電動モータ２０６０の出力軸の軸心２０６４に対して偏心して形成されたカップリング２０６２の偏心軸２０６６を中心に回転可能に支持される。
図９のＤ−Ｄ断面図である図１４に示すように、内歯ギヤ２０５４は、複数の歯のうちの一部の歯が外歯ギヤ２０５２と噛合うように設けられる。

そして、電動モータ２０６０の出力軸回転数がスプロケット２０１０の回転数と同じである場合は、カップリング２０６２および内歯ギヤ２０５４は外歯ギヤ２０５２（スプロケット２０１０）と同じ回転数で回転し、この場合、ガイドプレート２０４０がスプロケット２０１０と同じ回転数で回転し、吸気カムシャフト１３４のクランクシャフト１２０に対する回転位相が維持される。

一方、電動モータ２０６０により、カップリング２０６２が、軸心２０６４を中心に外歯ギヤ２０５２に対して相対的に回転されると、内歯ギヤ２０５４全体が軸心２０６４を中心に回転（公転）すると共に、内歯ギヤ２０５４が偏心軸２０６６を中心に自転する。この内歯ギヤ２０５４の回転運動により、ガイドプレート２０４０がスプロケット２０１０に対して相対的に回転し、吸気カムシャフト１３４のクランクシャフト１２０に対する回転位相、引いては、吸気バルブ１０５の作動角の中心位相が変更される。

即ち、吸気バルブ１０５の作動角の中心位相は、電動モータ２０６０の出力軸とスプロケット２０１０との相対回転数（電動モータ２０６０の作動量）が、減速機２０５０、ガイドプレート２０４０及びリンク機構２０３０において減速されることにより変化する。
吸気バルブ１０５の作動角の中心位相（吸気カムシャフト１３４のクランクシャフト１２０に対する位相）を進角させる場合には、電動モータ２０６０を作動させ、ガイドプレート２０４０をスプロケット２０１０に対して相対的に回転させ、位相を遅角する場合は、位相を進角する場合とは逆方向に、電動モータ２０６０の出力軸をスプロケット２０１０に対して相対回転させることで、吸気バルブ１０５の作動角の中心位相が連続的に変化する。

前記ＥＣＵ１１４は、前記電動モータへの電源電圧（バッテリ電圧）の供給をデューティ制御すると共に、前記電動モータへの電圧の印加方向を制御し、吸気バルブ１０５の作動角の中心位相を制御するようになっている。換言すれば、前記ＥＣＵ１１４は、前記電動モータへの電源電圧（バッテリ電圧）をスイッチングするスイッチング素子の制御信号（操作量）を変化させることで、前記中心位相を変化させる。

前記ＶＴＣ１１３としては、更に、油圧を駆動源とする可変バルブタイミング機構を用いることができ、前記油圧式の可変バルブタイミング機構としては、例えば、図１５に示すようなベーン式の機構がある（特開２００５−０３６７６０号公報参照）。
前記ベーン式の可変バルブタイミング機構１１３は、クランクシャフト１２０によりタイミングチェーンを介して回転駆動されるカムスプロケット５１（タイミングスプロケット）と、吸気カムシャフト１３の端部に固定されてカムスプロケット５１内に回転自在に収容された回転部材５３と、該回転部材５３をカムスプロケット５１に対して相対的に回転させる油圧回路５４と、カムスプロケット５１と回転部材５３との相対回転位置を所定位置で選択的にロックするロック機構６０とを備えている。

前記カムスプロケット５１は、外周にタイミングチェーン（又はタイミングベルト）が噛合する歯部を有する回転部（図示省略）と、該回転部の前方に配置されて前記回転部材５３を回転自在に収容するハウジング５６と、該ハウジング５６の前後開口を閉塞するフロントカバー，リアカバー（図示省略）とから構成される。
前記ハウジング５６は、前後両端が開口形成された円筒状を呈し、内周面には、横断面台形状を呈する４つの隔壁部６３が、それぞれハウジング５６の周方向に沿って９０°間隔で突設されている。

前記回転部材５３は、吸気カムシャフト１３の前端部に固定されており、円環状の基部７７の外周面に９０°間隔で４つのベーン７８ａ，７８ｂ，７８ｃ，７８ｄが設けられている。
前記第１〜第４ベーン７８ａ〜７８ｄは、それぞれ断面が略逆台形状を呈し、各隔壁部６３間の凹部に配置され、前記凹部を回転方向の前後に隔成し、ベーン７８ａ〜７８ｄの両側と各隔壁部６３の両側面との間に、進角側油圧室８２と遅角側油圧室８３を構成する。

前記ロック機構６０は、ロックピン８４が、回転部材５３の最大遅角側の回動位置（基準作動状態）において係合孔（図示省略）に係入するようになっている。
前記油圧回路５４は、進角側油圧室８２に対して油圧を給排する第１油圧通路９１と、遅角側油圧室８３に対して油圧を給排する第２油圧通路９２との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路９１，９２には、供給通路９３とドレン通路９４ａ，９４ｂとがそれぞれ通路切り換え用の電磁切換弁９５を介して接続されている。

前記供給通路９３には、オイルパン９６内の油を圧送する機関駆動のオイルポンプ９７が設けられている一方、ドレン通路９４ａ，９４ｂの下流端がオイルパン９６に連通している。
前記第１油圧通路９１は、回転部材５３の基部７７内に略放射状に形成されて各進角側油圧室８２に連通する４本の分岐路９１ｄに接続され、第２油圧通路９２は、各遅角側油圧室８３に開口する４つの油孔９２ｄに接続される。

前記電磁切換弁９５は、内部のスプール弁体が各油圧通路９１，９２と供給通路９３及びドレン通路９４ａ，９４ｂとを相対的に切り換え制御するようになっている。
前記ＥＣＵ１１４は、前記電磁切換弁９５を駆動する電磁アクチュエータ９９に対する通電量を、デューティ制御信号（操作量）に基づいて制御することで、吸気バルブ１０５の作動角の中心位相（バルブタイミング）を制御する。

例えば、電磁アクチュエータ９９にオンデューティ０％の制御信号（ＯＦＦ信号）を出力すると、オイルポンプ４７から圧送された作動油は、第２油圧通路９２を通って遅角側油圧室８３に供給されると共に、進角側油圧室８２内の作動油が、第１油圧通路９１を通って第１ドレン通路９４ａからオイルパン９６内に排出される。
従って、遅角側油圧室８３の内圧が高、進角側油圧室８２の内圧が低となって、回転部材５３は、ベーン７８ａ〜７８ｂを介して最大遅角側に回転し、この結果、吸気バルブ１０５のバルブ作動角の中心位相が遅角される。

一方、電磁アクチュエータ９９にオンデューティ１００％の制御信号（ＯＮ信号）を出力すると、作動油は、第１油圧通路９１を通って進角側油圧室８２内に供給されると共に、遅角側油圧室８３内の作動油が第２油圧通路９２及び第２ドレン通路９４ｂを通ってオイルパン９６に排出され、遅角側油圧室８３が低圧になる。
このため、回転部材５３は、ベーン７８ａ〜７８ｄを介して進角側へ最大に回転し、これによって、吸気バルブ１０５のバルブ作動角の中心位相が進角される。

このように、ベーン７８ａ〜７８ｄがハウジング５６内で相対回転できる範囲で、吸気カムシャフト１３のクランクシャフト１２０に対する位相が最遅角位置から最進角位置までの間で連続的に変化し、吸気バルブ１０５の作動角の中心位相が連続的に変化するものである。
以上に示したＶＴＣ１１３は、前記ＥＣＵ１１４から与えられる操作量（例えばデューティ）によって制御されるが、この前記ＥＣＵ１１４における操作量の演算機能を、図１６のブロック図に従って説明する。

図１６において、ＶＴＣ目標値は、内燃機関１０１の運転状態（機関負荷，機関回転速度，スタートスイッチのオン・オフなど）から演算される、吸気バルブ１０５の作動角の中心位相の目標値（目標バルブタイミング）であり、例えば、中心位相の最遅角位置からの進角量として演算される。
前記ＶＴＣ目標値は、ＶＴＣ規範応答演算部５０１に出力され、ここで、所期応答を規定する離散時間の伝達関数を用いて、ＶＴＣ目標値の変化に対して規範の応答で追従変化するＶＴＣ規範回転角度（ＶＴＣ規範進角量）を演算する。

前記伝達関数は、ＶＴＣ１１３の応答特性や、始動時の位相変化の応答要求などから、予め設定されている。
前記ＶＴＣ規範回転角度（ＶＴＣ規範進角量）は、フィードフォワード操作量演算部５０２及びフィードバック操作量演算部５０３に出力される。
フィードフォワード操作量演算部５０２（フィードフォワード操作量演算手段、第２操作量演算手段）では、制御対象である可変バルブタイミング機構１１３の逆モデル（離散時間）から、実際の中心位相（進角量）を前記ＶＴＣ規範回転角度（ＶＴＣ規範進角量）に沿って変化させるのに必要なフィードフォワード操作量ＦＦを演算する。

フィードバック操作量演算部５０３（フィードバック操作量演算手段、第２操作量演算手段）では、基準クランク角信号ＲＥＦとカム信号ＣＡＭとの位相差から検出される実際のＶＴＣ回転角度（ＶＴＣ進角量）と、前記ＶＴＣ規範回転角度（ＶＴＣ規範進角量）との偏差に基づく、離散時間のＰＩＤ制御（比例・積分・微分）によって、フィードバック操作量ＦＢを演算する。
加算器５０４では、前記フィードフォワード操作量ＦＦと前記フィードバック操作量ＦＢとを加算してトータル操作量を求める。

そして、前記加算器５０４の出力であるトータル操作量が、電磁コイル３２４などのＶＴＣ１１３のアクチュエータに出力される。
図１７は、前記フィードフォワード操作量演算部５０２の詳細を示すブロック図である。
第１離散時間微分部５０２Ａには、前記ＶＴＣ規範回転角度（ＶＴＣ規範進角量）が入力され、離散時間微分によって、ＶＴＣ規範回転角速度（ＶＴＣ規範進角速度）を演算する。

前記ＶＴＣ規範回転角速度（ＶＴＣ規範進角速度）は、第２離散時間微分部５０２Ｂに出力され、ここで、離散時間微分されることで、ＶＴＣ規範回転角加速度（ＶＴＣ規範進角加速度）が算出される。
また、前記ＶＴＣ規範回転角度（ＶＴＣ規範進角量）は、第１ＦＦ演算部５０２Ｃに入力され、予め記憶されているばね係数を前記ＶＴＣ規範回転角度（ＶＴＣ規範進角量）に乗算することで、ばね特性に対するフィードフォワード操作量（第１フィードフォワード操作量）を算出する。

更に、前記ＶＴＣ規範回転角速度（ＶＴＣ規範進角速度）は、第２ＦＦ演算部５０２Ｄに入力され、予め記憶されている摩擦係数を前記ＶＴＣ規範回転角速度（ＶＴＣ規範進角速度）に乗算することで、摩擦特性に対するフィードフォワード操作量（第２フィードフォワード操作量）を算出する。
また、前記ＶＴＣ規範回転角加速度（ＶＴＣ規範進角加速度）は、第３ＦＦ演算部５０２Ｅに入力され、予め記憶されている慣性モーメントを前記ＶＴＣ規範回転角加速度（ＶＴＣ規範進角加速度）に乗算することで、慣性モーメントに対するフィードフォワード操作量（第３フィードフォワード操作量）を算出する。

上記のように、フィードフォワード操作量演算部５０２は、ＶＴＣ１１３の規範モデルを、前記ばね係数，摩擦係数及び慣性モーメントで特定し、前記ＶＴＣ規範回転角度（ＶＴＣ規範進角量）に追従変化させるために必要な操作量を、前記規範モデルを基準に設定する。
尚、ＶＴＣ１１３の規範モデルを特定するパラメータは、上記のばね係数，摩擦係数及び慣性モーメントに限定されるものではないことを明らかである。

そして、加算器５０２Ｆでは、前記ばね特性に対するフィードフォワード操作量（第１フィードフォワード操作量）、摩擦特性に対するフィードフォワード操作量（第２フィードフォワード操作量）、及び、慣性モーメントに対するフィードフォワード操作量（第３フィードフォワード操作量）を加算して、最終的なフィードフォワード操作量ＦＦを求める。

図１８は、前記フィードバック操作量演算部５０３の詳細を示すブロック図である。
減算器５０３Ａでは、基準クランク角信号ＲＥＦとカム信号ＣＡＭとの位相差から検出される実際のＶＴＣ回転角度（ＶＴＣ進角量）と、前記ＶＴＣ規範回転角度（ＶＴＣ規範進角量）との偏差を演算する。
前記偏差は、ＰＩＤ制御部５０３Ｂに出力され、ＰＩＤ制御部５０３Ｂでは、前記偏差に比例ゲインを乗算して比例分を算出し、また、前記偏差に積分ゲインを乗算した値を離散時間積分して積分分を算出し、前記偏差に微分ゲインを乗算した値を離散時間微分して微分分を算出し、前記比例分，積分分及び微分分を加算し、該加算結果を最終的なフィードバック操作量ＦＢとして出力する。

尚、フィードバック制御は、ＰＩＤ制御に限定されず、スライディングモード制御などを適用することも可能である。
ところで、機関停止状態（制御停止状態）における前記ＶＴＣ１１３の回転位相（例えば吸気バルブ１０５の最遅角位置）と、機関始動時における目標回転位相とが異なる場合、停止状態での回転位相から始動時の目標回転位相にまで実際の回転位相を速やかに変化させることで、始動時間の短縮を図ることができる。

そこで、機関１０１の始動時には、前記フィードフォワード操作量ＦＦとフィードバック操作量ＦＢとの加算値を出力する通常の制御に代えて、図１９のフローチャートに従って、ＶＴＣ１１３の操作量が出力されるようになっている。
図１９のフローチャートは、機関１０１の始動開始時（ＶＴＣ１１３の駆動開始）から、前記フィードフォワード操作量ＦＦとフィードバック操作量ＦＢとの加算値を出力する通常の制御に至るまで間において、過渡的に実行される始動時用のＶＴＣ１１３制御を示す。

図２０のタイムチャートは、図１９のフローチャートに示す制御による、吸気バルブ１０５の作動角の中心位相（角度）・ＶＴＣ１１３の操作量の変化を示すものであり、この図２０に示すように、本実施形態では、イグニッションスイッチ（エンジンスイッチ）のＯＮ後にスタータスイッチＯＮされ、その結果、機関１０１が回転し始めたタイミングで、ＶＴＣ１１３に対する操作量の出力を開始させるようにしてある。

従って、図１９のフローチャートに示すルーチンは、機関１０１の回転し始めを示す、単位角度信号ＰＯＳの初回発生を待って実行開始され（始動検出手段）、その後は繰り返し実行されるものとする。
但し、イグニッションスイッチ（エンジンスイッチ）のＯＮ時、又は、スタータスイッチのＯＮに基づいて実行開始され（始動検出手段）、その後、繰り返し実行されるようにしてもよい。

まず、ステップＳ１では、ＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）を、機関負荷、機関回転速度、機関温度、スタータスイッチのオン・オフなどの機関運転状態に基づいて設定する（目標設定手段）。
尚、以下では、機関１０１の停止状態でＶＴＣ１１３による吸気バルブ１０５の作動角の中心位相が最遅角位置であり、始動時のＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）が最遅角位置よりも進角側であるものとして説明する。

ステップＳ２では、ＶＴＣ最大変換速度を算出する（最大変換速度設定手段）。
ＶＴＣ１１３として、図２〜図８に示した電磁ブレーキ式のＶＴＣを用いる場合、機関１０１の停止中は、吸気バルブ１０５の作動角の中心位相が最遅角状態に保持され、始動時位相の目標が最遅角位置よりも進角側であると、最遅角状態から進角変化させて始動時の目標位相（目標バルブタイミング）にまで変化させる必要がある。

また、図２〜図８に示した電磁ブレーキ式のＶＴＣの場合、クランクシャフト１２０に対する吸気カムシャフト１３４の回転を停止させることで、進角方向の最大変換速度（最大進角速度）となり、更に、そのときのクランクシャフト１２０の回転速度（機関回転速度ＮＥ）が、進角方向の最大変換速度となる。
そこで、図２〜図８に示した電磁ブレーキ式のＶＴＣの場合、予め機関回転速度ＮＥとＶＴＣ最大変換速度との相関（テーブル又は関数）を記憶させておき、そのときの機関回転速度ＮＥに対応する最大変換速度（最大進角速度）を求める。

また、ＶＴＣ１１３として、図１５に示したような油圧式のＶＴＣを用いる場合、そのときの油圧によって、理論・機構上の最大変換速度（最大進角・遅角速度）が決まるので、そのときに供給可能な最大油圧から、最大変換速度（最大進角・遅角速度）を求める。
尚、前記供給可能な最大油圧は、オイルポンプの吐出量に応じて変化し、オイルポンプの吐出量は回転数に比例し、機関駆動のオイルポンプを用いる場合には、機関回転速度ＮＥに応じて供給可能な最大油圧が推定されることになる。

更に、ＶＴＣ１１３として、図９に示した電動モータ式のＶＴＣを用いる場合、モータの回転速度が位相の変化速度を律速するので、モータの最大回転速度から、最大変換速度（最大進角・遅角速度）を求める。
即ち、そのときに印加可能な最大電圧でのモータ回転速度が最大回転速度であり、該最大回転速度に応じて最大変換速度が求められる。

次のステップＳ３では、前記ステップＳ２で求めた最大変換速度で変化するものと仮定して、そのときのＶＴＣ１１３による角度（位相）を推定する（推定手段）。
即ち、機関１０１の停止状態における位相が例えば最遅角位置として既知であるから、ＶＴＣ１１３の駆動を開始してからの経過時間と前記最大変換速度とに基づき、駆動開始からの位相の変化量が求まり、前記停止状態における位相（最遅角位置）から前記変化量だけ変化した位置を、そのときの角度（位相）として推定できる。

ステップＳ４では、前記ステップＳ３で推定した角度（位相）と、そのときのＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量：目標バルブタイミング）とを比較することで、前記ステップＳ３で推定した角度（位相）がそのときのＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）に到達しているか否か（推定進角量が目標進角量以上であるか）を判別する。
前記ステップＳ３で推定した角度（位相）がそのときのＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）に到達していない場合（推定進角量が目標進角量未満である場合）には、ステップＳ６へ進む。

ステップＳ６では、ＶＴＣ１１３の最速応答（最大変換速度）が得られる、ＶＴＣ１１３の操作量（第１操作量）を算出する（第１操作量演算手段）。
図２〜図８に示した電磁ブレーキ式のＶＴＣの場合、前述のように、吸気カムシャフト１３４の回転を停止させることで最大変換速度になるから、吸気カムシャフト１３４をクランクシャフト１２０の回転に対して停止させることが可能なブレーキトルクの発生に必要最小限の操作量を算出する。

具体的には、必要トルクに相関する、バッテリ電圧ＶＢ（ＶＴＣ１１３の電源電圧）、機関回転速度ＮＥ、油温（機関温度）などの条件に基づいて、ＶＴＣ１１３の操作量（電磁コイル３２４の電流操作量）を算出する。
例えば、電磁コイル３２４の通電をデューティ制御する場合、同じオンデューティでもバッテリ電圧が低いとそれだけ平均印加電圧が低くなり、発生するブレーキトルクが低くなるので、バッテリ電圧ＶＢが低いほどオンデューティを高くし、また、機関回転速度ＮＥが高いとそれだけブレーキトルクの要求が高くなるのでオンデューティを高くし、更に、油温（機関温度）が高く吸気カムシャフト１３４のフリクションが小さいとそれだけオンデューティを高くする。

尚、前記バッテリ電圧ＶＢ（ＶＴＣ１１３の電源電圧）、機関回転速度ＮＥ、油温（機関温度）のうちの少なくも１つに基づいて、ＶＴＣ１１３の操作量（電磁コイル３２４の電流操作量）を算出させることができる。
また、ＶＴＣ１１３として、図１５に示したような油圧式のＶＴＣを用いる場合、油圧の給排を行う油圧通路を最大の開口面積に保持する（電磁切換弁９５のスプール弁体（油圧制御弁）の開口面積を最大に保持する）ことで、油圧の給排が最大になされて、最大応答（最大変換速度）が得られることになる。

そこで、位相を進角変化させることになる給排経路を最大の開口面積に保持できるＶＴＣ１１３の操作量（電磁切換弁９５の電流操作量）、例えば最大オンデューティを算出する。
更に、ＶＴＣ１１３として、図９に示した電動モータ式のＶＴＣを用いる場合、電動モータ２０６０の回転速度が最大速度となる操作量（例えば最大オンデューティ又はＦＦ制御器の操作量等）を、最速応答（最大変換速度）が得られる操作量として設定する。

ステップＳ７では、前記ステップＳ６で求めた操作量をＶＴＣ１１３のアクチュエータに出力して、最速応答でＶＴＣ１１３が動作して、吸気バルブ１０５の作動角の位相が最大速度で始動時の目標に向けて変化するようにする（第１駆動手段）。
前記ステップＳ３で推定した実際の角度（位相）がそのときのＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）に到達していないとステップＳ４で判断されている間は、最大応答が得られる操作量が出力され続けることになるが、ステップＳ３での推定は、最大変換速度でＶＴＣ１１３が動作すると仮定しての推定であり、実際の角度は、前記推定角度よりも進角することはない。

従って、前記ステップＳ３で推定した実際の角度（位相）がそのときのＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）に到達していないとステップＳ４で判断されている間は、最大応答が得られる操作量が出力され続けても、実際のＶＴＣ角度がＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）を超えて進角するオーバーシュートが発生することはない。
一方、最大応答が得られる操作量を出力することで、最遅角位置から始動時のＶＴＣ目標角度に向けて最速で進角変化させることができ、始動状態で要求されるバルブタイミングにまで応答変化させて、始動時間の短縮を図れる。

上記のように、最大応答が得られる操作量を出力している間に、前記ステップＳ３で推定した角度（位相）がそのときのＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）に到達した（推定進角量が目標進角量以上になった）と、ステップＳ４で判断されるようになると、ステップＳ４からステップＳ５へ進む。
ステップＳ５では、基準クランク角信号ＲＥＦとカム信号ＣＡＭとの位相差に基づき、実際のＶＴＣ回転角度（ＶＴＣ進角量）が検出されているか否かを判断する。

換言すれば、機関停止状態での最遅角位置からの進角制御に伴って、最遅角位置よりも進角側の位相が検出されるようになったか否かを判断する。
この場合、実際のＶＴＣ角度は、ＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）付近になっているものと推定されるが、実際のＶＴＣ角度が検出されておらず、フィードバック制御を行えない。

そこで、ステップＳ５で実際のＶＴＣ回転角度（ＶＴＣ進角量）が検出されていないと判断された場合には、ステップＳ８へ進み、フィードバック操作量ＦＢを操作量として出力せずに、前記図１７のブロック図に示される構成によって算出されるフィードフォワード操作量ＦＦのみをＶＴＣ１１３の操作量として出力させるようにする（第２駆動手段）。

換言すれば、前記フィードフォワード操作量演算部５０２のみから操作量を出力させ、前記フィードバック操作量演算部５０３の出力をクランプすることで、フィードバック制御を停止させたオープン制御状態とする。
上記のようにして、フィードバック制御を行わせず、フィードフォワード制御すれば、実際のＶＴＣ回転角度（ＶＴＣ進角量）が検出されていない状態で過剰な操作量が与えられて、実際のＶＴＣ回転角度（ＶＴＣ進角量）がオーバーシュートしてしまうことを防止できる。

一方、ステップＳ５で実際のＶＴＣ回転角度（ＶＴＣ進角量）が検出されていると判断されると、ステップＳ９へ進み、検出結果に基づき算出されるフィードバック操作量ＦＢとフィードフォワード操作量ＦＦとを加算してなるトータル操作量を、ＶＴＣ１１３に出力させるようにする（第２駆動手段）。
従って、最大変換速度に基づいて推定した角度（位相）がそのときのＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）に到達したと判断される前に、実際のＶＴＣ回転角度（ＶＴＣ進角量）が検出されていれば、推定角度（推定位相）がそのときのＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）に到達した時点で、最大応答に対応する操作量（第１操作量）から、フィードバック操作量ＦＢとフィードフォワード操作量ＦＦとを加算してなるトータル操作量（第２操作量）に切り換えられる。

また、最大変換速度に基づいて推定した角度（位相）がそのときのＶＴＣ目標角度（ＶＴＣ目標進角量）に到達したと判断されてから、実際の進角変化が検出された場合には、最大応答に対応する操作量（第１操作量）から、フィードフォワード操作量ＦＦのみ（第２操作量）に切り換えられ、更に、その後、実際の進角変化が検出されるようになると、フィードバック操作量ＦＢとフィードフォワード操作量ＦＦとを加算してなるトータル操作量に切り換えられる（図２０参照）。

従って、実際の進角変化が検出されれば、フィードバック制御によって実際の角度（位相）を目標に高精度に収束させることができる。
図２１のフローチャートに示すルーチンは、始動時用のＶＴＣ１１３制御の第２実施形態を示し、図２２のタイムチャートは、第２実施形態における角度・操作量の変化特性を示す。

図２１のフローチャートにおいて、ステップＳ１４以外の各ステップＳ１１〜Ｓ１３，Ｓ１５〜Ｓ１９では、図１９のフローチャート（第１実施形態）の各ステップＳ１〜Ｓ３，Ｓ５〜Ｓ９と同じ処理を行うので、図２１のフローチャートに示す第２実施形態については、第１実施形態に対して異なるステップＳ１４の部分を説明する。
ステップＳ１４では、「目標ＶＴＣ角度」と、「推定ＶＴＣ角度＋慣性分進角量」とを比較する。

前記ステップＳ４では、「目標ＶＴＣ角度」と「推定ＶＴＣ角度」とを比較させたが、最大応答が得られる操作量から、フィードフォワード操作量ＦＦのみ、又は、フィードフォワード操作量ＦＦ＋フィードバック操作量ＦＢに切り換えても、ＶＴＣ１１３の応答が速い場合には、慣性によって進角変化を続ける場合があり、推定ＶＴＣ角度が実際の角度よりも進角側であったとしても、前記慣性によって実際の角度がオーバーシュートしてしまう可能性がある。

そこで、推定ＶＴＣ角度に慣性分進角量（慣性によるバルブタイミングの変化量に相当する補正値）を加算した結果を、目標ＶＴＣ角度と比較させることで、前記慣性による進角変化があったとしても、目標ＶＴＣ角度よりも実際値が進角することのない状態で、最大応答が得られる操作量から、フィードフォワード操作量ＦＦのみ（第２操作量）、又は、フィードバック操作量ＦＢとフィードフォワード操作量ＦＦとを加算してなるトータル操作量（第２操作量）に切り換えるようにしてある。

換言すれば、目標ＶＴＣ角度よりも慣性分進角量だけ遅角側の位相状態に、推定ＶＴＣ角度が到達した時点で、最大応答が得られる操作量から、フィードフォワード操作量ＦＦのみ、又は、フィードフォワード操作量ＦＦ＋フィードバック操作量ＦＢに切り換えるようにした。
前記慣性分進角量は、固定値であっても良いし、推定ＶＴＣ角度の加速度に基づいて算出させることができる。

そして、「目標ＶＴＣ角度」＞「推定ＶＴＣ角度＋慣性分進角量」であって、「推定ＶＴＣ角度＋慣性分進角量」が「目標ＶＴＣ角度」よりも遅角側である間は、ステップＳ１６，Ｓ１７に進んで、最大応答が得られる操作量をＶＴＣ１１３に出力させる。
一方、「目標ＶＴＣ角度」≦「推定ＶＴＣ角度＋慣性分進角量」であって、「推定ＶＴＣ角度＋慣性分進角量」が「目標ＶＴＣ角度」と同じか、より進角側になると、ステップＳ１５を経てステップＳ１８又はステップＳ１９へ進むことで、フィードフォワード操作量ＦＦのみを出力する期間を挟んで、フィードフォワード操作量ＦＦ＋フィードバック操作量ＦＢに切り換えるか、又は、最大応答が得られる操作量から、フィードフォワード操作量ＦＦ＋フィードバック操作量ＦＢに直接的に切り換える。

上記第２実施形態によると、最大応答が得られる操作量を出力する場合に慣性で進角してしまう分を考慮して、最大応答が得られる操作量から、フィードフォワード操作量ＦＦのみ、又は、フィードフォワード操作量ＦＦ＋フィードバック操作量ＦＢに切り換えるタイミングを判断するので、最大応答で目標付近にまで変化させつつ、慣性でオーバーシュートしてしまうことを防止できる。

図２３のフローチャートに示すルーチンは、始動時用のＶＴＣ１１３制御の第３実施形態を示し、図２４のタイムチャートは、第３実施形態における角度・操作量の変化特性を示す。
図２３のフローチャートにおいて、ステップＳ２１〜ステップＳ２３は、前記図１９のフローチャートにおけるステップＳ１〜ステップＳ３と同様な処理を行う。

ステップＳ２４では、前記ステップＳ５と同様に、クランク角信号ＲＥＦとカム信号ＣＡＭとの位相差に基づき、実際のＶＴＣ回転角度（ＶＴＣ進角量）が検出されているか否かを判断する。
換言すれば、機関停止状態での最遅角位置からの進角制御に伴って、最遅角位置よりも進角側の位相が検出されるようになっているか否かを判断する。

そして、機関１０１が回転し始めているものの、未だ吸気バルブ１０５（吸気カムシャフト１３４）の位相（バルブタイミング）が検出されていない状態である場合には、ステップＳ２７へ進む。
ステップＳ２７では、目標ＶＴＣ角度と、最大変換速度に基づいて推定した推定ＶＴＣ角度とを比較し、推定ＶＴＣ角度が目標ＶＴＣ角度付近にまで進角しているか否かを判断する。

そして、推定ＶＴＣ角度が目標ＶＴＣ角度付近にまで進角していない場合には、ステップＳ２８、ステップＳ２９へ進み、前記ステップＳ６、ステップＳ７と同様にして、最大応答が得られる操作量をＶＴＣ１１３に出力する。
一方、推定ＶＴＣ角度が目標ＶＴＣ角度にまで到達している場合には、ステップＳ３０へ進み、前記ステップＳ８と同様に、フィードフォワード操作量ＦＦのみを出力する。

一方、ステップＳ２４で最遅角位置よりも進角側の位相が検出されていると判断された場合には、ステップＳ２５へ進み、基準クランク角信号ＲＥＦとカム信号ＣＡＭとの位相差に基づき検出された実際のＶＴＣ回転角度（ＶＴＣ進角量）と目標ＶＴＣ角度との偏差を算出する。
そして、次のステップＳ２６では、偏差がフィードバック開始レベル以下であるか否かを判断する。

前記偏差が、フィードバック開始レベルを上回っている場合には、フィードバック制御によって応答良く、目標ＶＴＣ角度まで進角変化させることは困難であるので、ステップＳ２７へ進み、推定ＶＴＣ角度が目標ＶＴＣ角度付近にまで進角していなければ、ステップＳ２８、ステップＳ２９へ進み、前記ステップＳ６、ステップＳ７と同様にして、最大応答が得られる操作量をＶＴＣ１１３に出力する。

一方、偏差がフィードバック開始レベル以下であれば、最大応答が得られる操作量、又は、フィードフォワード操作量ＦＦによるフィードフォワード制御によって、目標ＶＴＣ角度付近まで実際に進角していると判断し、ステップＳ３１へ進んで、フィードフォワード操作量ＦＦ＋フィードバック操作量ＦＢの操作量を出力する。
即ち、第３実施形態では、最大変換速度に基づき推定した推定ＶＴＣ角度が目標ＶＴＣ角度に到達する前に、基準クランク角信号ＲＥＦとカム信号ＣＡＭとの位相差に基づき実際のＶＴＣ回転角度が検出され、しかも、実際のＶＴＣ回転角度が目標ＶＴＣ角度に充分に近づいていれば、フィードバック制御が開始される。

これに対し、第１及び第２実施形態では、最大変換速度に基づき推定した推定ＶＴＣ角度が目標ＶＴＣ角度に到達するまでは、フィードバック制御が開始されることはない。
従って、第３実施形態では、基準クランク角信号ＲＥＦとカム信号ＣＡＭとの位相差に基づく実際のＶＴＣ回転角度の検出が、比較的早い時期から行われる場合に、目標ＶＴＣ角度への収束性を向上させることができる。

尚、ステップＳ２７において、「推定ＶＴＣ角度＋慣性分進角量」と「目標ＶＴＣ角度」とを比較させることができる。
更に、上記実施形態は、吸気バルブ１０５の作動角の中心位相を可変するＶＴＣ１１３としたが、排気バルブ１０７の作動角の中心位相を可変するＶＴＣであってもよく、機関始動時の制御が、機関停止状態での最進角位置からの遅角制御であっても良い。

更には、機関停止状態での位相と始動時の目標とが異なっていれば、機関停止時の位相は、最進角位置又は最遅角位置とは異なる中間的な位置であっても良い。

本願発明の実施形態における内燃機関のシステム図。 実施形態における電磁ブレーキ式ＶＴＣを示す断面図。 図２のＡ−Ａ断面図。 図２のＢ−Ｂ断面図。 上記電磁ブレーキ式ＶＴＣの作動状態を示す図３と同様の断面図。 上記電磁ブレーキ式ＶＴＣにおけるヒステリシス材の磁束密度−磁界特性を示すグラフ。 図４の部分拡大断面図。 図７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。 実施形態におけるモータ式ＶＴＣを示す断面図。 図９のＡ−Ａ断面図。 図９のＢ−Ｂ断面図。 図９のＢ−Ｂ断面図。 図９のＣ−Ｃ断面図。 図９のＤ−Ｄ断面図。 実施形態における油圧式ＶＴＣを示す断面図。 実施形態における操作量の演算機能を示すブロック図。 実施形態におけるフィードフォワード操作量演算部の詳細を示すブロック図。 実施形態におけるフィードバック操作量演算部の詳細を示すブロック図。 本願発明に係る始動時のＶＴＣ制御の第１実施形態を示すフローチャート。 前記第１実施形態における角度（バルブタイミング），操作量の特性を示すタイムチャート。 本願発明に係る始動時のＶＴＣ制御の第２実施形態を示すフローチャート。 前記第２実施形態における角度（バルブタイミング），操作量の特性を示すタイムチャート。 本願発明に係る始動時のＶＴＣ制御の第３実施形態を示すフローチャート。 前記第３実施形態における角度（バルブタイミング），操作量の特性を示すタイムチャート。

符号の説明

１０１…内燃機関、１０５…吸気バルブ、１１３…可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）、１１４…エンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）、１１７…クランク角センサ、１２０…クランクシャフト、１３２…カムセンサ、１３４…吸気カムシャフト

Claims (9)

1. 機関バルブのバルブ作動角の中心位相を連続的に可変とする可変バルブタイミング機構の制御装置において、
   前記可変バルブタイミング機構の最大変換速度に対応する第１操作量を演算する第１操作量演算手段と、
   内燃機関の始動状態において、前記可変バルブタイミング機構を前記第１操作量によって目標バルブタイミングに向けて駆動する第１駆動手段と、
   前記目標バルブタイミングの変化に対して規範の応答で追従変化する規範応答バルブタイミングに沿って実際のバルブタイミングを変化させる第２操作量を演算する第２操作量演算手段と、
   前記第１操作量で前記可変バルブタイミング機構が駆動される状態での実際のバルブタイミングを推定する推定手段と、
   前記推定したバルブタイミングが前記目標バルブタイミングに到達したときに、前記第１操作量に代えて前記第２操作量によって前記可変バルブタイミング機構を駆動する第２駆動手段と、
   を備えたことを特徴とする可変バルブタイミング機構の制御装置。
2. 前記第２操作量演算手段が、
   前記規範応答バルブタイミングに基づいて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、
   前記可変バルブタイミング機構の実際の作動状態を検出するバルブタイミング検出手段の検出値と前記規範応答バルブタイミングとに基づいて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、を含み、
   前記第２駆動手段が、前記バルブタイミングの推定値が前記目標バルブタイミングに到達するまでに、前記バルブタイミング検出手段による検出が行われていない場合には、前記第１操作量から第２操作量としての前記フィードフォワード操作量に変更し、前記バルブタイミング検出手段による検出が行われていた場合には、前記第１操作量から、前記フィードフォワード操作量と前記フィードバック操作量とを含んだ第２操作量に変更することを特徴とする請求項１記載の可変バルブタイミング機構の制御装置。
3. 前記推定手段は、前記第１操作量で駆動したときの慣性によるバルブタイミングの変化量に相当する補正値で、前記バルブタイミングの推定値を補正した値を、最終的な推定値とすることを特徴とする請求項１又は２記載の可変バルブタイミング機構の制御装置。
4. 前記可変バルブタイミング機構が、電動モータを駆動源とする機構であり、
   前記第１操作量演算手段における前記最大変換速度が、前記電動モータの最大回転速度に応じた値であることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１つに記載の可変バルブタイミング機構の制御装置。
5. 前記可変バルブタイミング機構が、電動モータを駆動源とする機構であり、
   前記第１操作量演算手段が、前記電動モータの最大回転速度に基づいて前記第１操作量を演算することを特徴とする請求項１〜３のいずれか１つに記載の可変バルブタイミング機構の制御装置。
6. 前記可変バルブタイミング機構が、油圧を駆動源とする機構であり、
   前記第１操作量演算手段における前記最大変換速度が、油圧に応じた値であることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１つに記載の可変バルブタイミング機構の制御装置。
7. 前記可変バルブタイミング機構が、油圧を駆動源とし、油圧制御弁によって油圧供給通路の開口面積を変更することで、機関バルブのバルブ作動角の中心位相を連続的に可変とする機構であり、
   前記第１操作量演算手段が、前記第１操作量として、前記油圧制御弁の開口面積が最大となる操作量を演算することを特徴とする請求項１〜３のいずれか１つに記載の可変バルブタイミング機構の制御装置。
8. 前記可変バルブタイミング機構が、カム軸にブレーキトルクを付加することで、機関バルブのバルブ作動角の中心位相を連続的に可変とする機構であり、
   前記第１操作量演算手段における前記最大変換速度が、前記カム軸の回転が停止していると仮定し、該状態での実際のクランク軸の回転速度に応じた値であることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１つに記載の可変バルブタイミング機構の制御装置。
9. 前記可変バルブタイミング機構が、カム軸にブレーキトルクを付加することで、機関バルブのバルブ作動角の中心位相を連続的に可変とする機構であり、
   前記第１操作量演算手段が、前記カム軸の回転が停止していると仮定した状態で、バッテリ電圧、機関回転速度、機関温度のうちの少なくとも１つに基づいて前記第１操作量を演算することを特徴とする請求項１〜３のいずれか１つに記載の可変バルブタイミング機構の制御装置。

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