JP4901337B2 - 内燃機関の制御装置及び変速制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関に接続された変速機の変速時に発生するトルクショックを回避する技術の改良に関する。

変速機の変速時は、トルク段差によるショックが発生し、特に自動変速機では、運転者の意図によらず変速が行われるため、このトルクショックが問題となる。このため、特許文献１に開示された発明では、変速時にスロットル開度を減少してトルクを減少させた後、変速を行うようにしてトルクショック軽減を図っている。
また、特許文献２に示すものでは、変速時にトルクダウン要求量が小さいときは、点火時期のリタード制御によってトルクを減少させ、要求量が大きいときは燃料カットによってトルクを減少させた後、変速を行うようにしてトルクショック軽減を図っている。
特開平３−１５７５６０号公報 特開２００２−１８８４７６号公報

しかしながら、特許文献１のように、スロットル開度による制御では、スロットル弁からシリンダまでの吸気コレクタ容積によって応答性が遅くなるという問題があった。
また、特許文献２では、点火時期のリタード制御や燃料カットにより高応答でトルクを減少できるが、点火時期をリタード制御するときは、燃焼性が低下して排気エミッションや燃費が悪化してしまうことがあり、また、燃料カットするときは、燃料カット前の排気中の未燃ガス（ＨＣ）が浄化用触媒に吸着した後、燃料カットによって高酸素濃度雰囲気下で燃焼することで、触媒が異常加熱して劣化を促進させたりするなどのおそれがあった。

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、変速時のトルクショックを、応答性よく、かつ安定した燃焼性を確保しながら十分に軽減することを目的とする。

このため請求項１に係る発明は、
吸気バルブの作動角を可変にする作動角可変機構を制御する作動角制御手段と、
該吸気バルブの中心位相を可変するバルブタイミング機構を制御するバルブタイミング制御手段と、
前記作動角制御手段は、変速機の変速要求に基づいて、機関出力が低下する方向に吸気バルブ作動角を小さく変更し、
前記バルブタイミング制御手段は、前記作動角制御手段による前記吸気バルブの作動角の変更に伴って変化する前記吸気バルブの閉時期を、下死点に向けて変化するように前記吸気バルブの中心位相を変更し、
前記吸気バルブ作動角の変更と前記吸気バルブの中心位相の変更によって、吸気バルブと排気バルブのオーバーラップを回避することを特徴とする。

請求項１に係る発明によると、
吸気バルブの作動特性を変更して変速時のトルクダウン制御を行うことで、応答性が向上するとともに、閉時期を下死点近傍とすることで、実圧縮比が最大限高められ、かつ、バルブオーバラップも回避されて安定した燃焼性を確保しつつ十分なトルク減少量を得ることができ、排気エミッションや燃費の悪化も防止できる。換言すれば、空気量の減少量をより大きくしてトルクショック軽減性能を向上することができる。

また、請求項２に係る発明は、
前記変速時の吸気バルブ作動特性の変更に応じて、機関への燃料噴射量を補正することを特徴とする。
請求項２に係る発明によると、
吸気バルブ作動特性の変更によって、シリンダ吸入空気量が応答よく減少するので、これに見合って燃料噴射量を減少補正することで、燃料噴射量の応答遅れによるトルク減少の遅れ、排気エミッション、燃費の悪化を防止できる。

また、請求項３に係る発明は、
内燃機関の吸気バルブの作動角を可変にする作動角可変機構を制御する作動角制御手段と、吸気バルブの中心位相を可変にするバルブタイミング機構を制御するためのバルブタイミング制御手段と、を備えたエンジンコントロールユニットと通信可能であり、前記内燃機関の出力軸に接続された変速機を制御するための変速制御装置において、
前記変速機の変速要求に基づいて、吸気バルブの作動角が前記作動角制御手段によって機関出力が低下する方向に吸気バルブ作動角を小さく変更し、かつ、該吸気バルブの作動角の変更に伴って変化する前記吸気バルブの閉時期が前記可変バルブタイミング機構によって下死点に向けて変更して吸気バルブと排気バルブとのオーバーラップを回避する時、前記作動角制御手段及び前記バルブタイミング制御手段の各制御目標値に実際の制御値が収束したと判定されるのを待って、前記変速要求に基づく変速の開始を実行する変速実行手段と、からなることを特徴とする。
請求項３に係る発明によると、
吸気バルブの作動特性(作動角及び中心位相)変更中に変速制御を開始すると、十分トルク段差を吸収しきれないうちに変速が行われてトルクショックを生じてしまう可能性がある。そこで、吸気バルブの作動特性変更を終了してから変速制御を開始することで、確実にトルクショックを軽減できる。

図１は、実施の形態における内燃機関の変速時制御装置の全体システムを示す。
この図１において、車両に搭載された内燃機関１０１の出力軸には、流体式トルクコンバータ２０１を介して自動変速機（ＡＴ）２０２が接続されている。なお、本発明は、プーリ−ベルト等による無段変速機にも適用でき、同等以上の効果が得られる。
コントロールユニットは、エンジン制御用のエンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）１１４と、自動変速機制御用のＡＴコントロールユニット（ＡＴＣＵ）２０３とから構成される。

ＥＣＵ１１４については、後に詳述する。
ＡＴＣＵ２０３には、自動変速機２０３の出力軸から回転信号を得て車速ＶＳＰを検出する車速センサ２０４、トルクコンバータ２のタービン回転速度Ｎｔを検出するタービンセンサ２０５、自動変速機２０２のシフト位置を検出するシフト位置センサ２０６などからの検出信号が入力される。

更に、前記ＥＣＵ１１４とＡＴＣＵ２０３とは、通信線２０７を介して接続され、リアルタイム通信が行えるようになっている。
前記通信線２０７を介した通信において、ＥＣＵ１１４は、ＡＴＣＵ２０３に向けて、エンジン負荷やアクセル開度の情報を送信すると共に、トルクダウン許可信号（変速要求信号）やロックアップ禁止信号などを送信する。

一方、ＡＴＣＵ２０３は、ＥＣＵ１１４に向けて、トルクダウン信号，ロックアップ中信号などの情報などを送信する。
図２は、上記車両用内燃機関のシステム構成図である。
図２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。

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によって一定のバルブリフト量，バルブ作動角及びバルブタイミングを保って開閉駆動される。
一方、吸気バルブ１０５側には、吸気バルブ１０５のバルブリフト量を作動角と共に連続的に可変するＶＥＬ（Variable valve Event and Lift）機構１１２が設けられる。

前記ＶＥＬ機構１１２が、本実施形態における第１の可変動弁機構に相当する。
更に、吸気バルブ１０５側には、クランクシャフト１２０に対する吸気側カムシャフトの回転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可変するＶＴＣ（Variable valve Timing Control）機構１１３が設けられる。
前記ＶＴＣ機構１１３が、本実施形態における第２の可変動弁機構に相当する。

マイクロコンピュータを内蔵するＥＣＵ１１４は、要求トルクに対応する要求吸入空気量や要求シリンダ残留ガス率等が得られるように、ＶＥＬ機構１１２及びＶＴＣ機構１１３を制御する一方、要求の吸入負圧が得られるように前記電子制御スロットル１０４を制御する。
前記ＥＣＵ１１４には、内燃機関１０１の吸入空気量を検出するエアフローメータ１１５、アクセル開度を検出するアクセルペダルセンサ１１６（所定のアクセル開度以下でアイドル状態であることを検出するアイドルスイッチを含む）、クランクシャフト１２０から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、内燃機関１０１の冷却水温度を検出する水温センサ１１９、カムシャフトからカム信号ＣＡＭ，カム角度信号ＣＡＭＡを取り出す第１カムセンサ１３２及び第２カムセンサ１３３からの検出信号が入力される。

ここで、前記クランク角センサ１１７は、クランクシャフト１２０と一体的に回転する回転体に対してクランク角で１０°毎に設けられる被検出部を検出することで、図１９に示すように、クランク角１０°毎に単位角度信号ＰＯＳを出力するが、クランク角で１８０°間隔の２箇所において前記被検出部が連続して２箇所設けられずに、単位角度信号ＰＯＳが２つ連続して出力されないようになっている。

尚、前記クランク角１８０°は、本実施形態の４気筒機関において、気筒間の行程位相差に相当する。
そして、前記単位角度信号ＰＯＳが一時的に途絶える部分を前記単位角度信号ＰＯＳの出力周期に基づいて検出し、例えば、単位角度信号ＰＯＳが途絶えた後最初に出力される単位角度信号ＰＯＳを基準にクランクシャフト１２０の基準回転位置を検出する。

前記ＥＣＵ１１４は、前記基準回転位置の検出周期、又は、所定時間当たりの単位角度信号ＰＯＳの発生数を計数することで、機関回転速度を算出する。
尚、クランク角センサ１１７が、クランクシャフト１２０の基準回転位置毎（１８０°毎）の基準角度信号ＲＥＦと、抜けのない単位角度信号ＰＯＳとを個別に出力する構成であっても良い。

また、前記第１カムセンサ１３２は、カムシャフトと一体に回転する回転体に設けられる被検出部を検出することで、図１９に示すように、クランク角で１８０°に相当するカム角９０°毎に、パルス数で気筒番号（第１気筒〜第４気筒）を示すカム信号（気筒判別信号）ＣＡＭを出力する。
更に、前記第２カムセンサ１３３は、図２０に示すように、カムシャフトと一体に回転する回転体１３３ａの半径が円周方向に連続的に変化するように形成し、該回転体１３３ａの周縁に対向して固定されるギャップセンサ１３３ｂの出力が、図２１に示すように、ギャップセンサ１３３ｂと回転体１３３ａ周縁との距離（ギャップ）がカムシャフトの回転によって変化することで連続的に変化するように構成される。

ここで、カムシャフトの角度位置と前記ギャップとの関係は一定であるから、図２２に示すように、前記ギャップセンサ１３３ｂの出力とカムシャフトの角度位置とは一定の相関を有し、前記ギャップセンサ１３３ｂの出力からカムシャフトの角度位置を検出することができ、前記ギャップセンサ１３３ｂの出力をカム角度信号ＣＡＭＡとする。
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、該燃料噴射弁１３１は、前記ＥＣＵ１１４からの噴射パルス信号によって開弁駆動され、前記噴射パルス信号の噴射パルス幅（開弁時間）に比例する量の燃料を噴射する。

図３〜図５は、前記ＶＥＬ機構１１２の構造を詳細に示すものである。
図３〜図５に示すＶＥＬ機構１１２は、一対の吸気バルブ１０５，１０５と、シリンダヘッド１１のカム軸受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軸受１４に回転自在に支持された制御軸１６と、該制御軸１６に制御カム１７を介して揺動自在に支持された一対のロッカアーム１８，１８と、各吸気バルブ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。

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。

前記偏心カム１５は、図６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軸挿通孔１５ｃを介して圧入固定されている。

前記ロッカアーム１８は、図５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に回転自在に支持されている。
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。

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３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３及び図７，図８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。

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９に示すバルブリフト特性からみると、図３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。

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。

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７，図８に示すように、バルブ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。

前記制御軸１６は、図１１に示すような構成によって、ストッパにより制限される所定回転角度範囲内でＤＣサーボモータ（アクチュエータ）１２１により回転駆動されるようになっており、前記制御軸１６の角度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のバルブリフト量及びバルブ作動角が、前記ストッパで制限される最大バルブリフト量と最小バルブリフト量との間の可変範囲内で連続的に変化する（図１０参照）。

図１１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。

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、バルブ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、バルブリフト量が大きくなる方向となっている。

前記制御軸１６の先端には、図１１に示すように、制御軸１６の角度を検出するポテンショメータ式の角度センサ１２７が設けられており、該角度センサ１２７で検出される実際の角度が目標角度（目標バルブリフト量相当値）に一致するように、前記ＥＣＵ１１４が前記ＤＣサーボモータ１２１をフィードバック制御する。
次に、前記ＶＴＣ機構１１３の構成を、図１２〜図１８に基づいて説明する。

図１２に示すように、前記ＶＴＣ機構１１３は、前記吸気側のカムシャフト１３と、このカムシャフト１３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（駆動回転体）と、この駆動リング３０３とカムシャフト１３の前方側（図１２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。

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１３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１３と逆側の面）には、図１３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１２に示すように、カムシャフト１３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１３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。
なお、この実施形態においては、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ている。

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。

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１３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１６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１４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１７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１８によって説明する。
尚、図１８（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１８（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１８（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１８（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ＶＴＣ機構１１３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ＶＴＣ機構１１３の機構上で変更し得る回転位相の最遅角位置となる（図１３参照）。

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ＶＴＣ機構１１３の機構上で変更し得る回転位相の最進角位置となる（図１５参照）。
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ＶＴＣ機構１１３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１３の回転位相（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任意に変更され、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。

前記ＥＣＵ１１４は、ＶＴＣ機構１１３における回転位相の進角目標を演算し、該進角目標に実際の回転位相が一致するように、前記電磁コイル３２４の励磁電流値をフィードバック制御する。
以上のように吸気バルブ１０５の作動角、リフト量で定まる有効開度を可変なＶＥＬ機構１１２と、開閉時期を可変なＶＴＣ機構２０１とを備えた内燃機関において、自動変速機２０２の変速時に以下の制御を実行する。

図２３は、基本的な実施形態である第１の実施形態のフローを示す。
ステップＳ１では、前記ＡＴＣＵ２０３から通信線２０７を介してＥＣＵ１１４に送られた信号に基づいて、自動変速機２０２に変速要求が発生したかを判定する。変速要求が発生しないと判定されたときは、ステップＳ５へ進んで、ＶＥＬ機構１１２およびＶＴＣ機構１１３を、それぞれ通常とおり制御する。

ステップＳ１で、変速要求が発生したと判定されたときは、ステップＳ２へ進み、ＶＥＬ機構１１２により吸気バルブ１０５の作動角（リフト量）を、吸入空気量を減少させてトルクダウンを行わせるように最小作動角など十分小さい作動角目標値に設定すると共に、該作動角目標値において、吸気バルブ１０５の閉時期が下死点近傍（下死点を含む）となるようにＶＴＣ機構１１３の回転位相の進角目標値を設定する。

これにより、これら目標値に基づいてＶＥＬ機構１１２およびＶＴＣ機構１１３が制御される（図２４参照）。
ステップＳ３では、上記吸気バルブ１０５の制御後、所定のディレイ時間が経過したかを判定し、該ディレイ時間の経過を待ってステップＳ４へ進む。
ステップＳ４では、自動変速機２０２の変速制御が開始される。

ステップＳ５では、上記変速が終了したかを判定する。
ステップＳ５で、変速が終了したと判定されるとステップＳ６へ進んで、ＶＥＬ機構１１２およびＶＴＣ機構１１３を通常とおりの制御に切り換える。
このようにすれば、変速要求発生時に、ＶＥＬ機構１１２により、吸気バルブ１０５の作動角（リフト量）を減少させて吸入空気量を減少させるため、速やかにトルクを減少させた後、変速を行うため変速時のトルクショック軽減性能を向上することができる。

また、同じくトルク減少制御を点火時期の遅角制御によって行うものでは、高応答でトルクを減少させることが可能であるが、燃焼性の悪化が増大し、排気エミッションも悪化してしまう。
この点、本発明では点火時期は適正に制御したまま吸入空気量の減少のみでトルクを減少させるため、安定した燃焼性の確保が可能である。ただし、ＶＥＬ機構１１２による作動角（リフト量）を小さくする制御を行うだけの場合は、以下のような問題が生じる。

吸気バルブ１０５の開閉時期は、変速要求発生前のＶＴＣ機構１１３の制御位置によって異なるが、吸気バルブ１０５の閉時期が下死点から離れた状態にあるときは、実圧縮比の低下により十分な圧縮圧力，圧縮温度が得られず、安定した燃焼性の確保が難しくなってしまう。特に、吸気バルブ１０５の閉時期が下死点から進角側に離れて吸気バルブ１０５と排気バルブとのオーバーラップを生じる場合は、残留ガス量の増大によって失火しやすくなるなど、さらに安定した燃焼性の確保が難しくなってしまう。

そこで、本発明では、上記実施形態で示したように、トルク減少制御時に、吸気バルブ１０５の作動角を減少すると同時にＶＴＣ機構１１３により、吸気バルブ１０５の閉時期を下死点近傍とするため、実圧縮比が最大限高められ、かつ、バルブオーバラップも回避されて安定した燃焼性を確保でき、排気エミッションの悪化も防止できる。
そして、このように、安定した燃焼性を確保できることにより、空気量の減少量をより大きくすることができ、トルクショック軽減性能をさらに向上することができる。

図２５は、第２の実施形態のフローを示す。
本実施形態では、変速時のトルク減少制御として、上記吸入空気量の制御に加えて燃料噴射量の制御を行う。
ステップＳ１１で変速要求の発生を判定し、変速要求発生時にステップＳ１２でＶＥＬ機構１１２により吸気バルブ１０５の作動角（リフト量）を十分小さくすると共に、ＶＴＣ機構１１３により吸気バルブ１０５の閉時期を下死点近傍とする制御を開始することは、第１の実施形態と同様である。

ステップＳ１３では、吸入空気量に基づいて設定された燃料噴射量を、所定量減少補正する。あるいは、目標空燃比をリーン化して燃料噴射量を減少補正してもよい。
以下、第１の実施形態と同様に、ステップＳ１４の判定により所定のディレイ時間の経過を待ってステップＳ１５で変速制御を開始し、ステップＳ１６で変速終了と判定されたときに、ステップＳ１７でＶＥＬ機構１１２とＶＴＣ機構１１３とによる吸気バルブ１０５の制御を通常制御に切り換える。

上記燃料噴射量制御を併用する理由を説明すると、上記吸気バルブ１０５の制御によって吸入空気量を高応答で減少させても、燃料噴射量も吸入空気量の減少に追従して減少しないと、トルクの減少に遅れを生じることとなり、また、混合気が濃化して燃焼性が損なわれたり排気エミッションや燃費を悪化させたりする可能性がある。燃料噴射量は、基本的にエアフローメータ１１５で検出される吸入空気量の検出値に応じて設定されるが、エアフローメータ１１５は、スロットル弁１０４上流で検出されるため、特に高回転・高負荷運転での変速時には、吸気バルブ１０５で制御されるシリンダ吸入空気量の減少変化が大きいためエアフローメータの検出に遅れを生じる。

そこで、本実施形態では、上記ステップＳ１３で、エアフローメータ１１５で検出された吸入空気量に基づいて設定された燃料噴射量を減少補正することにより、吸入空気量の減少に見合って燃料噴射量を減少させることができ、高応答でのトルク減少を確保して、高精度なトルクショック軽減制御を行え、また、燃焼性確保によって排気エミッション、燃費の悪化を防止できる。

なお、吸入空気量を高応答で十分に減少させているので、燃料カットを行っても触媒で高濃度酸素雰囲気にならないようであれば、燃料カットを行って、より大きくトルクを減少させることもできる。
また、変速制御開始後、実際の変速操作が開始されるまでの遅れがあるので、最も簡易的な実施形態としては、トルク減少制御の開始直後に変速制御を開始するようにしてもよいが、以上示した第１、第２の実施形態では、トルク減少制御を開始後、所定のディレイ時間が経過してトルクが減少するのを待って変速制御を開始するようにしたので、トルクショック軽減効果を高めることができる。

図２６は、上記第１および第２の実施形態における制御を行ったときの各種状態の変化の様子を示す。
図２７は、第３の実施形態のフローを示す。
ステップＳ２１で、変速要求の発生を判定し、変速要求発生時にステップＳ２２でＶＥＬ機構１１２により吸気バルブ１０５の作動角（リフト量）を十分小さくすると共に、ＶＴＣ機構１１３により吸気バルブ１０５の閉時期を下死点近傍とする制御を開始することは、同様であり、さらに、第２の実施形態のように燃料噴射量の減少補正制御を併用してもよい。

ステップＳ２３では、上記トルク減少制御が完了したか、具体的には、上記ＶＥＬ機構１１２およびＶＴＣ機構１１３により制御される実作動角と実回転位相が、共にそれぞれの目標値に収束したか（特性変更が終了したか）を判定し、収束したと判定されるのを待ってステップＳ２４へ進み、変速制御を開始する。
以下、第１、第２の実施形態と同様に、ステップＳ２５の判定で変速終了と判定されたときに、ステップＳ２６でＶＥＬ機構１１２とＶＴＣ機構１１３とによる吸気バルブ１０５の制御を通常制御に切り換える。

このようにすれば、トルク減少制御の完了を待って変速制御を開始するため、確実にトルクを減少させた後で変速が行われるので、変速時のトルクショックを確実に回避できる。あるいは、第１、第２の実施形態で、確実にトルク減少制御が終了してから変速制御が開始されるように、ディレイ時間を余裕代を持たせて大きめに設定した場合に比較し、トルク減少制御終了直後に変速制御を開始できるため、トルクショックを確実に回避しつつできるだけ速やかに変速を行うことができる。

図２８は、上記第３の実施形態における制御を行ったときの各種状態の変化の様子を示す。

実施の形態における内燃機関の変速時制御装置の全体システム構成図。 同上内燃機関のシステム構成図。 ＶＥＬ（Variable valve Event and Lift）機構を示す断面図（図４のＡ−Ａ断面図）。 上記ＶＥＬ機構の側面図。 上記ＶＥＬ機構の平面図。 上記ＶＥＬ機構に使用される偏心カムを示す斜視図。 上記ＶＥＬ機構の低リフト時の作用を示す断面図（図４のＢ−Ｂ断面図）。 上記ＶＥＬ機構の高リフト時の作用を示す断面図（図４のＢ−Ｂ断面図）。 上記ＶＥＬ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。 上記ＶＥＬ機構のバルブタイミングとバルブリフトの特性図。 上記ＶＥＬ機構における制御軸の回転駆動機構を示す斜視図。 ＶＴＣ（Variable valve Timing Control）機構を示す断面図。 図１２のＡ−Ａ線に沿う断面図。 図１２のＢ−Ｂ線に沿う断面図。 上記ＶＴＣ機構の作動状態を示す図１３と同様の断面図。 ヒステリシス材の磁束密度−磁界特性を示すグラフ。 図１４の部分拡大断面図。 図１７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。 クランク角センサ及び第１カムセンサの出力信号を示すタイミングチャート。 第２カムセンサの構成を示す図。 ギャップとギャップセンサ出力との相関を示す線図。 カムシャフトの角度位置とギャップセンサ出力との相関を示す線図。 第１の実施形態に係る減速時制御を示すフローチャート。 第１の実施形態に係るＶＥＬ機構とＶＴＣ機構による吸気バルブの作動特性変更の様子を示す図。 第２の実施形態に係る減速時制御を示すフローチャート。 第１及び第２の実施形態における減速時制御を行ったときの各種状態の変化の様子を示す図。 第３の実施形態に係る減速時制御を示すフローチャート。 第３の実施形態における減速時制御を行ったときの各種状態の変化の様子を示す図。

符号の説明

１３…カムシャフト、１６…制御軸、１０１…内燃機関、１０４…電子制御スロットル、１０５…吸気バルブ、１１２…ＶＥＬ機構（可変動弁機構）、１１３…ＶＴＣ機構（可変バルブタイミング機構）、１１４…ＥＣＵ（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、１２１…ＤＣサーボモータ、１２７…角度センサ、１３２…第１カムセンサ、１３３…第２カムセンサ、１３３ｂ…ギャップセンサ、２０２…自動変速機、２０３…ＡＴＣＵ（ＡＴコントロールユニット）、２０７…通信線

Claims (3)

1. 吸気バルブの作動角を可変にする作動角可変機構を制御する作動角制御手段と、
   該吸気バルブの中心位相を可変するバルブタイミング機構を制御するバルブタイミング制御手段と、
   前記作動角制御手段は、変速機の変速要求に基づいて、機関出力が低下する方向に吸気バルブ作動角を小さく変更し、
   前記バルブタイミング制御手段は、前記作動角制御手段による前記吸気バルブの作動角の変更に伴って変化する前記吸気バルブの閉時期を、下死点に向けて変化するように前記吸気バルブの中心位相を変更し、
   前記吸気バルブ作動角の変更と前記吸気バルブの中心位相の変更によって、吸気バルブと排気バルブのオーバーラップを回避することを特徴とする内燃機関の制御装置。
2. 前記変速時の吸気バルブ作動特性の変更に応じて、機関への燃料噴射量を補正することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
3. 内燃機関の吸気バルブの作動角を可変にする作動角可変機構を制御する作動角制御手段と、
   吸気バルブの中心位相を可変にするバルブタイミング機構を制御するためのバルブタイミング制御手段と、
   を備えたエンジンコントロールユニットと通信可能であり、前記内燃機関の出力軸に接続された変速機を制御するための変速制御装置において、
   前記変速機の変速要求に基づいて、吸気バルブの作動角が前記作動角制御手段によって機関出力が低下する方向に吸気バルブ作動角を小さく変更し、かつ、該吸気バルブの作動角の変更に伴って変化する前記吸気バルブの閉時期が前記可変バルブタイミング機構によって下死点に向けて変更して吸気バルブと排気バルブとのオーバーラップを回避する時、前記作動角制御手段及び前記バルブタイミング制御手段の各制御目標値に実際の制御値が収束したと判定されるのを待って、前記変速要求に基づく変速の開始を実行する変速実行手段と、からなることを特徴とする変速制御装置。

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