JP4956454B2

JP4956454B2 - 可変バルブタイミング機構の制御装置

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Publication number: JP4956454B2
Application number: JP2008015424A
Authority: JP
Inventors: 謙太郎三河
Original assignee: Hitachi Automotive Systems Ltd
Current assignee: Hitachi Astemo Ltd
Priority date: 2008-01-25
Filing date: 2008-01-25
Publication date: 2012-06-20
Anticipated expiration: 2028-01-25
Also published as: JP2009174472A

Description

本発明は、吸・排気バルブのバルブタイミング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する。

特許文献１には、バルブタイミングを変更する可変バルブタイミング機構の制御において、進角方向と遅角方向とで制御応答が異なるのを防止すべく、進角方向、遅角方向それぞれで制御ゲインを設定することが開示されている。
特開２００３−２０６７１１号

しかしながら、可変バルブタイミング機構の制御応答は、可変バルブタイミング機構の動作速度に応じて摩擦係数が変化することによって相違し、特許文献１では、該動作速度に応じた制御応答の相違を考慮していないため、制御応答性を十分に安定できていなかった。
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、可変バルブタイミング機構の制御装置において、可変バルブタイミング機構の動作速度によらず安定した制御応答性を得られるようにすることを目的とする。

このため、請求項１に係る発明は、内燃機関の吸気バルブまたは排気バルブのバルブタイミングを可変な可変バルブタイミング機構であって、前記バルブタイミングの進角方向または遅角方向のいずれか一方への変更を電磁アクチュエータを用いて行い、他方への変更を反力源を用いて行う可変バルブタイミング機構の制御装置において、機関運転状態に基づいて、目標バルブタイミングを設定する目標バルブタイミング設定手段と、実際のバルブタイミングを検出するバルブタイミング検出手段と、前記目標バルブタイミングおよび実際のバルブタイミングに基づいて、制御の操作量を設定する操作量設定手段と、を備え、前記可変バルブタイミング機構の制御中の動作速度を検出する速度検出手段と、前記可変動弁機構によるフィードバック制御における制御ゲインを、検出された動作速度が小さいほど大きくなるように、バルブタイミングを進角方向に変更するときと、遅角方向に変更するときとで別々に設定し、かつ、前記電磁アクチュエータを用いる方向へ変更するときは、前記反力源を用いる方向へ変更するときより大きい値に設定する制御ゲイン設定手段と、を含んで構成したことを特徴とする。

請求項１に係る発明によると、動作速度に応じて変化する可変バルブタイミング機構の摩擦係数特性に適合させて制御ゲインを設定することにより、摩擦係数変化による制御応答の変化を抑制でき、安定した制御応答性を得られる。
また、バルブタイミングを進角方向に変更するときと、遅角方向に変更するときとで、異なる種類の駆動源によって駆動されることにより、同一の操作量を与えても駆動力が相違するので、制御方向によって制御ゲインの大きさを異ならせて設定することにより、同等の制御応答とすることができる。
請求項２に係る発明は、前記制御ゲイン設定手段は、バルブタイミングを進角方向に変更するときと、遅角方向に変更するときとで、別々に制御ゲインを設定することを特徴とする。

また、請求項２に係る発明は、
摩擦係数を、機関の潤滑油温度に応じて可変に設定することを特徴とする。
請求項２に係る発明によると、潤滑油温度に影響されず、より高精度な制御を行うことができる。
また、請求項３に係る発明は、
前記操作量設定手段は、可変バルブタイミング機構を運動方程式によってモデル化した特性を用い、前記目標バルブタイミングに対し、所望の遅れを有した応答（規範応答）で変化する規範バルブタイミングを演算し、該規範バルブタイミングを得られるフィードフォワード操作量を演算することを特徴とする。

請求項３に係る発明によると、所望の規範応答特性に制御しつつ、摩擦係数変化に対して、良好な制御性能を維持できる。

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。

前記吸気バルブ１０５及び排気バルブ１０７は、それぞれ排気側カムシャフト１１０，吸気側カムシャフト１３４に設けられたカムによって開閉駆動されるが、吸気側カムシャフト１３４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から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、吸気側カムシャフト１３４から基準カム角毎（クランク角１８０°に相当するカム角で９０°毎）のカム信号ＣＡＭを取り出すカムセンサ１３２などが設けられている。

尚、前記クランク角センサ１１７から出力される回転信号に基づいてＥＣＵ１１４において機関回転速度Ｎｅが算出される。
次に、前記ＶＴＣ１１３の構成を、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、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。
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。

更に、本実施形態のＶＴＣ１１３には、駆動リング３０３側に支持されるロックピン３５１を、渦巻き溝３１５が形成される中間回転体３１８に設けられたピン穴３５２に嵌合させることで、駆動リング３０３に対する中間回転体３１８の相対回転を制限して、係合ピン３１６の径方向溝３０８における位置を固定し、以って、ロックピン３５１とピン穴３５２との嵌合位置で決められる中間位相にロックするロック機構が設けられている。

前記中間位相とは最遅角位置よりも進角される始動時に要求される相対位相である。
前記ロックピン３５１は、ばね力によって中間回転体３１８に向けて突出する方向に付勢されており、ＥＣＵ１１４で制御される電磁アクチュエータ３５３（又は電磁弁で供給油圧が制御される油圧アクチュエータ）により、前記ばね力に抗して駆動リング３０３側に引き戻されるようになっている。

中間回転体３１８がゼンマイばね３１９によって最遅角側に付勢されていることから、前記ロック機構による非ロック状態で、かつ、ヒステリシスブレーキ３２０の制動力が働かない機関の停止時（キースイッチのＯＦＦ時）であるときには、最遅角位置に戻ることになる。
しかし、前記ロック機構によってロックを行えば、機関の停止中に、始動時に要求される相対位相に対応する位置に固定されることになり、次回の始動時には、ロック状態のまま始動させれば、始動時に要求される相対位相（バルブタイミング）での機関運転を始動開始時から実現できることになる。

次に、上記ＶＴＣ１１３のフィードバック制御について説明する。
図９は、制御全体のブロック線図を示す。
ＶＴＣ目標回転角度演算部Ａは、機関運転状態（機関回転速度Ｎｅ、負荷Ｔｅ等）に基づいて、ＶＴＣ１１３の目標回転角度θm、つまり吸気バルブ１０５の目標バルブタイミングを演算する。

フィードフォワード操作量演算部Ｂは、前記ＶＴＣ１１３の目標回転角度θmに基づいて、ＶＴＣ１１３のフィードフォワード操作量ＦＦを演算する。
制御ゲイン演算部Ｃは、ＶＴＣ１１３の回転角度、つまり、カムセンサによって検出されるクランクシャフト１２０に対する吸気側カムシャフト１３４の相対回転角度（相対位相）を入力して、該ＶＴＣ回転角度θの変化量であるＶＴＣ回転角速度ｄθ／ｄｔ（ＶＴＣ１１３の動作速度）を演算し、該ＶＴＣ回転角速度ｄθ／ｄｔに応じて制御ゲインを算出する。

フィードバック操作量演算部Ｄは、前記ＶＴＣ１１３の目標回転角度θmと、実回転角度θと、の偏差に基づいて、フィードバック操作量ＦＢを演算する。
そして、上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とを加算したトータル操作量が、ＶＴＣ１１３に出力され、バルブタイミングが制御される。
図１０は、本発明に係る上記制御ゲイン演算部Ｃの一実施の形態の詳細を示す。

まず、ＶＴＣ回転角度θを、離散時間微分処理（最新値から前回値を減算）によって、ＶＴＣ回転角速度ｄθ／ｄｔに変換する（Ｃ１）。
ＶＴＣ１１３の摩擦係数は、進角方向へ制御するときと、遅角方向へ制御するときとで相違する。これは、制御方向によって、係合ピン３１６が渦巻き溝３１５の内周面側を摺動するか、外周面側を摺動するかが切り換えられ、これらを摺動するときの摩擦係数が相違することに起因する。なお、他の渦巻き溝を有しない形式の電磁ＶＴＣや、電動ＶＴＣにおいても、摩擦摺動面の状態等で摩擦係数は、進角方向へ制御するときと、遅角方向へ制御するときとで相違することがあり、したがって、本発明は、これら他の電磁ＶＴＣや電動ＶＴＣにも適用できるものである。

また、フィードバック制御を行う駆動源が、進角方向制御時と遅角方向制御時とで相違することにより、見かけ上の摩擦係数が相違する。すなわち、進行方向制御時は、ＶＴＣ１１３の電磁アクチュエータ３５３の駆動力が駆動源であり、摩擦抵抗にゼンマイばね３１９（リターンスプリング）の反力Ｆｒを加えた駆動力Ｆが必要となる。
したがって、
Ｆ＝Ｆｒ＋μ_１Ｍ
ただし、μ_１は、進角方向制御時の真の摩擦係数、Ｍは、可動部の質量
ここで、フィードバック制御の操作量で可変とされる駆動力Ｆと摩擦抵抗とが、見かけ上の摩擦係数μ_１’を用いて釣り合うように書き直すと、
Ｆ＝μ_１’Ｍ
μ_１’＝（Ｆｒ＋μ_１Ｍ）／Ｍ＝Ｆｒ／Ｍ＋μ_１
となって、見かけ上の摩擦係数μ_１’は、真の摩擦係数μ_１よりＦｒ／Ｍだけ増大する。

同様に、遅角方向制御時は、ゼンマイばね３１９（リターンスプリング）の反力Ｆｒが駆動源であり、該反力Ｆｒから電磁アクチュエータ３５３の駆動力Ｆを差し引いた力が、摩擦抵抗と釣り合うこととなる。
すなわち、
Ｆｒ−Ｆ＝μ_２Ｍ
ただし、μ_２は、遅角方向制御時の真の摩擦係数
そして、駆動力Ｆと摩擦抵抗とが、見かけ上の摩擦係数μ_２’を用いて釣り合うように書き直すと、
Ｆ＝μ_２’Ｍ
μ_２’＝（Ｆｒ−μ_２Ｍ）／Ｍ＝−（μ_２−Ｆｒ／Ｍ）
摩擦係数の正負は、制御方向によるものであり、大きさについて絶対値で比較すると、見かけ上の摩擦係数｜μ_２’｜は、真の摩擦係数｜μ_２｜よりＦｒ／Ｍだけ減少する。

となって、見かけ上の摩擦係数μ_１’は、真の摩擦係数μ_１よりＦｒ／Ｍだけ増大する。
そこで、本実施形態では、制御ゲインを、進角方向制御時と遅角方向制御時とで別々に設定することで、制御方向の相違による制御応答の相違を吸収する構成とする。
上述のように演算されたＶＴＣ回転角速度ｄθ／ｄｔに対する制御ゲイン特性を設定したマップテーブルを、進角方向制御時と、遅角方向制御時とで、別々に設ける（Ｃ２，Ｃ３）。

ここで、本発明に係る構成として、各マップテーブルは、共にＶＴＣ回転角速度ｄθ／ｄｔが小さいほど、摩擦係数が大きくなることを考慮し、制御ゲインが大きくなるように設定している。
また、上述した制御方向による相違を考慮し、進角用ゲインは、遅角用ゲインより大きい値に設定されている。

なお、ＰＩＤ制御の制御ゲインは、比例ゲイン、積分ゲイン、微分ゲインがあり、簡易的には共通としてもよいが、精度を高めるためには別々に設定する。
そして、前記ＶＴＣ回転角速度ｄθ／ｄｔが正（進角方向制御時）であるか否（遅角方向制御時）かを判別し（Ｃ４）、進角方向制御時と判定されたときは、前記進角方向制御時用のマップテーブルから検索した摩擦係数Ｄを選択し、遅角方向制御時と判定されたときは、前記遅角方向制御時用のマップテーブルから検索した摩擦係数μを選択して出力する（Ｃ５）。

図１１は、フィードバック操作量演算部Ｄの詳細を示す。
ＶＴＣ規範回転角度θ_kと、検出されたＶＴＣ回転角度θとの偏差Δθ（＝θ_k−θ）を算出する（Ｄ１）。
前記偏差Δθに、比例ゲインｐを乗じてフィードバック比例分ＦＢｐを算出する。
前記偏差Δθに積分ゲインｉを乗じた後、離散時間積分処理（最新値に前回値を積算）して、フィードバック積分分ＦＢｉを算出する。

前記偏差Δθに微分分ｄを乗じた後、離散時間微分処理（最新値から前回値を減算）して、フィードバック微分分ＦＢｄを算出する。
そして、これら各フィードバック操作量ＦＢｐ、ＦＢｉ、ＦＢｄを加算し、トータルのフィードバック操作量ＦＢを演算する（Ｄ２）。
図１３は、上記制御ゲイン演算部Ｃの別の実施形態の詳細を示す。

本実施形態では、前記実施形態と同様、進角方向制御時と遅角方向制御時とで別々にＶＴＣ回転角速度に応じた摩擦係数特性のマップテーブルを設定すると共に、潤滑油温度毎に複数のマップテーブルを設定し、潤滑油温度に応じてマップテーブルを選択する構成としたものである（Ｃ２’、Ｃ３’）。
すなわち、摩擦係数は、潤滑油温度によっても変化する。具体的には、潤滑油はＶＴＣ各部の摺動摩擦面に供給され、潤滑油温度が増大すると潤滑油の粘度が小さくなって摩擦係数が減少するが、所定温度より増大すると、今度は、潤滑油膜が薄くなることなどによって摩擦係数は増加に転じる。

そこで、上記潤滑油温度による摩擦係数特性の変化に合わせて複数のマップテーブルを設定する。具体的には、潤滑油温度が前記所定温度以下のときは、潤滑油温度の増大に応じて摩擦係数が減少するので、ゲインを減少補正し、潤滑油温度が所定温度を超えるときは、潤滑油温度の増大に応じて摩擦係数が増大するので、ゲインを増大補正する。このようにすれば、潤滑油温度に影響されず、より高精度な制御を行うことができる。

また、フィードフォワード操作量演算手段として、ＶＴＣ目標回転角度θmに対し、所望の遅れを有した応答（規範応答）で変化するＶＴＣ規範回転角度θkを演算し、ＶＴＣ１１３の動特性（運動方程式）モデルを逆変換したモデルにより、上記ＶＴＣ規範回転角度を得られるフィードフォワード操作量ＦＦを演算し、フィードバック操作量演算部は、前記ＶＴＣ規範回転角度とＶＴＣ１１３の実回転角度との偏差に基づいて、フィードバック操作量ＦＢを演算するような構成とすることもできる。このようにすれば、所望の規範応答特性に制御しつつ、摩擦係数変化に対して、良好な制御性能を維持できる。

実施形態における内燃機関のシステム構成図。可変バルブタイミング機構を示す断面図。図２のＡ−Ａ線に沿う断面図。図２のＢ−Ｂ線に沿う断面図。上記ＶＴＣ機構の作動状態を示す図３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。制御全体を示すブロック線図。制御ゲイン演算部の一実施の形態の詳細を示すブロック線図。フィードバック操作量演算部の詳細を示すブロック線図。制御ゲイン演算部の別の実施形態の詳細を示すブロック線図。

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、１１９…水温センサ、１２０…クランクシャフト、１３２…カムセンサ、１３４…カムシャフト、３０３…駆動リング、３１８…中間回転体、３５１…ロックピン、３５２…ピン穴、３５３…電磁アクチュエータ、Ｃ…制御ゲイン演算部、Ｄ…フィードバック操作量演算部

Claims

内燃機関の吸気バルブまたは排気バルブのバルブタイミングを可変な可変バルブタイミング機構であって、前記バルブタイミングの進角方向または遅角方向のいずれか一方への変更を電磁アクチュエータを用いて行い、他方への変更を反力源を用いて行う可変バルブタイミング機構の制御装置において、
機関運転状態に基づいて、目標バルブタイミングを設定する目標バルブタイミング設定手段と、
実際のバルブタイミングを検出するバルブタイミング検出手段と、
前記目標バルブタイミングおよび実際のバルブタイミングに基づいて、制御の操作量を設定する操作量設定手段と、を備え、
前記可変バルブタイミング機構の制御中の動作速度を検出する速度検出手段と、
前記可変動弁機構によるフィードバック制御における制御ゲインを、検出された動作速度が小さいほど大きくなるように、バルブタイミングを進角方向に変更するときと、遅角方向に変更するときとで別々に設定し、かつ、前記電磁アクチュエータを用いる方向へ変更するときは、前記反力源を用いる方向へ変更するときより大きい値に設定する制御ゲイン設定手段と、
を含んで構成し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。
摩擦係数を、機関の潤滑油温度に応じて可変に設定することを特徴とする請求項１に記載の可変バルブタイミング機構の制御装置。
前記操作量設定手段は、可変バルブタイミング機構を運動方程式によってモデル化した特性を用い、前記目標バルブタイミングに対し、所望の遅れを有した応答（規範応答）で変化する規範バルブタイミングを演算し、該規範バルブタイミングを得られるフィードフォワード操作量を演算することを特徴とする請求項１または請求項２に記載の可変バルブタイミング機構の制御装置。