JP5006152B2 - 可変動弁機構の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、吸・排気バルブの作動特性を可変とする可変動弁機構の制御装置に関する。

特許文献１には、吸気バルブの作動特性であるバルブタイミングを可変に調整する可変動弁機構において、暖機状態や周囲環境によって動摩擦係数が変化すること等による動特性の変動を吸収するため、バルブタイミングの応答速度を規範値とするように操作量やゲインを修正する技術が開示されている。
特開平９−２５６８７８号

しかしながら、動摩擦係数の変動に起因するトルク変動が、バルブタイミング機構のアクチュエータの発生トルクに占める割合が大きい場合など、動特性の変動が大きい場合には、これを抑制するための操作量を大きくする必要があるが、バッテリ電圧によって操作量に限界が生じるため必要な操作量を出力できないことがあった。
また、できるだけ動特性の変動を抑制するためにゲインを大きくすると、可変動弁機構の動作に振動を生じてしまうことがある。特に、バルブタイミング機構の場合は、バルブタイミングが一般的に回転同期で検出され、この場合、低回転では検出遅れが大きいことも振幅が更に増大することがあった。

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、可変動弁機構の制御装置において、応答速度を規範値とする制御を行いつつ、動特性の変動を良好に抑制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作動特性を可変な可変動弁機構を備え、前記作動特性の目標値を機関運転状態に基づいて設定し、所定の規範応答モデルに対応した応答速度で、作動特性を目標値に収束するように操作量を設定して、前記可変動弁機構に出力する。

そして、前記機関運転状態に基づく目標値と規範応答モデルに基づいて設定される応答速度が、前記可変動弁機構の動摩擦係数に応じて設定した許容上限応答速度より大きいときは、応答速度を許容上限応答速度とするように前記作動特性の目標値を修正し、該修正した目標値にしたがって操作量を設定する一方、
前記目標値の変化を許容値以下に制限することにより、前記目標値を修正し、
かつ、前記許容上限応答速度は、機関回転速度が高いほど低い値に設定することを特徴とする。
請求項１に係る発明によると、
作動特性の目標値を修正しつつ規範応答モデルに応じた応答速度でフィードバック制御することにより、可変動弁機構の応答速度が許容上限応答速度以下に制限される。これにより、応答速度の変化によって変動する動摩擦係数の変動幅が小さくなり、可変動弁機構の挙動を安定化でき、ひいては内燃機関のトルク変動を抑制できる。

また、許容上限応答速度に修正された目標値として制御されるときは、該修正された目標値に対して一定の遅れをもって追従することが可能であり、可変動弁機構の動作速度が一定となるように制御するので、動摩擦係数が一定となり、より安定した制御性能が得られる。
また、目標値の変化を制限することによって、所望の目標値に容易に修正できる。

また、機関回転速度が高くなるほど動摩擦係数が小さくなって動特性の変動幅が増大するので、許容上限応答速度を低い値とすることによって動摩擦係数の低下を抑制して動特性の変動幅を小さくすることができる。

また、請求項２に係る発明は、
潤滑油温度が所定値のときの許容上限応答速度に対し、所定値との偏差が大きいほど許容上限応答速度を大きい値に推定する構成とした。
かかる構成によると、
潤滑油温度については、温度が増大すると潤滑油の粘度が小さくなって動摩擦係数が減少するが、所定温度より増大すると、今度は、潤滑油膜の剥離を生じるなど動摩擦係数は増加に転じる。

そこで、前記所定温度のときの許容上限応答速度に対し、所定値との偏差が大きいほど許容上限応答速度を大きい値とすることで、動摩擦係数の低下を抑制して動特性の変動幅を小さくすることができる。
また、請求項３に係る発明は、
前記可変動弁機構は、吸気バルブまたは排気バルブの開弁時の作動角中心位相を可変とする構成とした。

かかる構成によると、前記可変動弁機構として、吸気バルブまたは排気バルブの作動角中心位相、つまりバルブタイミングを可変とするものに適用した場合は、一般に、回転同期で検出されることにより低速域での検出遅れによって可変バルブタイミング機構の振動の振幅が増大しようとするのを、より効果的に抑制することができる。

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り、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には、クランクシャフト１２０に対する回転位相を変化させることで、バルブタイミング（吸気バルブ作動角の中心位相）を変化させる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ＶＴＣ１１３が設けられている。

尚、本実施形態では吸気バルブ側にのみ可変バルブタイミング機構ＶＴＣ１１３を備える構成としたが、吸気バルブ側に代えて又は吸気バルブ側と共に、排気バルブ側に可変バルブタイミング機構ＶＴＣ１１３を備える構成であっても良い。
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、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エンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）１１４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から回転信号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の潤滑油温度を検出する油温センサ１１９、吸気側カムシャフト１３４から回転信号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、前記可変バルブタイミング機構ＶＴＣ１１３の構成を、図２〜図５に基づいて説明する。
前記可変バルブタイミング機構ＶＴＣ１１３は、カムシャフト１３４と、駆動プレート２と、組付角調整機構４と、作動装置１５と、ＶＴＣカバー６から構成される。

前記駆動プレート２は、機関１０１（クランクシャフト１２０）から回転が伝達されて回転する部材であり、前記組付角調整機構４は、前記カムシャフト１３４と駆動プレート２との組付角度を変化させる機構であって、作動装置１５によって作動する。
前記ＶＴＣカバー６は、図示省略したシリンダヘッドとロッカカバーの前端に跨って取り付けられて、駆動プレート２と組付角調整機構４の前面とその周域を覆うカバーである。

前記カムシャフト１３４の前端部（図２における左側）には、スペーサ８が嵌合され、更に、このスペーサ８は、カムシャフト１３４のフランジ部１３４ｆに貫通されるピン８０によって回転規制されている。また、前記カムシャフト１３４には、径方向に油供給孔１３４ｒが複数貫通形成されている。
前記スペーサ８は、図３に示すように、円盤状の係止フランジ８ａと、この係止フランジ８ａの前端面から軸方向に延びる円管部８ｂと、同じく係止フランジ８ａの前端面であって円管部８ｂの基端側から外径方向の３方に延びて軸方向と平行な圧入穴８ｃが形成された軸支持部８ｄとが形成されている。

尚、上記軸支持部８ｄ及び圧入穴８ｃは、図３に示すように、それぞれ周方向に１２０°毎に配置される。
また、前記スペーサ８には、油を供給する油供給孔８ｒが径方向に貫通形成されている。前記駆動プレート２は、中心に貫通穴２ａが形成された円盤状に形成されており、前記スペーサ８に対して係止フランジ８ａによって軸方向の変位を規制された状態で相対回転自在に組み付けられている。

また、駆動プレート２は、図３に示すように、その後部外周に、クランクシャフト１２０から図示省略したチェーンを介して回転が伝達されるタイミングスプロケット３が形成されている。
更に、駆動プレート２の前端面には、貫通穴２ａと外周とを結んで外径方向に３つのガイド溝２ｇが形成されており、前記ガイド溝２ｇは、前記軸支持部８ｄと同様に、周方向に１２０°毎に配置される。

また、駆動プレート２の前端面の外周部には、円環状のカバー部材２ｃが溶接或いは圧入により固定されている。本実施形態において、従動回転体は、カムシャフト１３４及びスペーサ８によって構成され、駆動回転体は、タイミングスプロケット３を含む駆動プレート２によって構成される。
前記組付角調整機構４は、カムシャフト１３４と駆動プレート２との前端部側に配置されて、カムシャフト１３４と駆動プレート２との組付相対角度を変更するものである。この組付角調整機構４は、図３に示すように、３本のリンクアーム１４を有している。

前記各リンクアーム１４は、先端部にスライド部としての円筒部１４ａが設けられ、また、この円筒部１４ａから外径方向に延びるアーム部１４ｂが設けられている。前記円筒部１４ａには、収容孔１４ｃが貫通して形成されている一方、アーム部１４ｂの基端部には、回動部としての回動穴１４ｄが貫通して形成されている。
前記リンクアーム１４は、前記スペーサ８の圧入穴８ｃにきつく圧入された回動ピン８１に対して回動穴１４を装着して、回動ピン８１を中心に回動可能に取り付けられている。

一方、リンクアーム１４の円筒部１４ａは、前記駆動プレート２の径方向ガイドとしてのガイド溝２ｇに挿入されて、駆動プレート２に対して径方向に移動可能（スライド可能）に取り付けられている。
上記構成において、円筒部１４ａが外力を受けてガイド溝２ｇに沿って径方向にスライド変位すると、リンクアーム１４によるリンク作用により回動ピン８１が前記円筒部１４ａの径方向の変位量に応じた角度だけ周方向に移動することになるもので、この回動ピン８１の変位によりカムシャフト１３４が駆動プレート２に対して相対回転することになる。

図４及び図５は、前記組付角調整機構４の作動を示すもので、図４に示すように、円筒部１４ａがガイド溝２ｇにおいて駆動プレート２の外周側に配置されているときには、基端部の回動ピン８１がガイド溝２ｇに近い位置に引っ張られているもので、この位置が最遅角位置となる。
一方、図５に示すように、円筒部１４ａがガイド溝２ｇにおいて駆動プレート２の内周側に配置されているときには、回動ピン８１が周方向に押されてガイド溝２ｇから離れるもので、この位置が最進角位置となる。

上記組付角調整機構４における前記円筒部１４ａの径方向への移動は、前記作動装置１５により行われ、この作動装置１５は、作動変換機構４０と増減速機構４１とを備えている。
前記作動変換機構４０は、リンクアーム１４の円筒部１４ａに保持された球２２と、前記駆動プレート２の前面に対向して同軸に設けられたガイドプレート２４とを備え、このガイドプレート２４の回転を前記リンクアーム１４における円筒部１４ａの径方向の変位に変換する機構である。

前記ガイドプレート２４は、前記スペーサ８の円管部８ｂの外周に金属系のブッシュ２３を介して相対回転可能に支持されている。また、前記ガイドプレート２４の後面には、断面略半円状で周方向の変位に伴って径方向に変位する渦巻きガイドとしての渦巻状ガイド溝２８が形成され、かつ、径方向の中間部には、油の供給を行う油供給孔２４ｒが前後方向に貫通して形成されている。

前記渦巻状ガイド溝２８には、前記球２２が係合されている。即ち、前記リンクアーム１４の円筒部１４ａに設けられた収容孔１４ｃには、図２及び図３に示すように、円盤状の支持パネル２２ａと、コイルスプリング２２ｂと、リテーナ２２ｃと、球２２とが順に挿入されている。また、前記リテーナ２２ｃは、前端部に球２２が飛び出した状態で支持する椀状の支持凹部２２ｄが形成されていると共に、外周に前記コイルスプリング２２ｂが着座するフランジ２２ｆが形成されている。

そして、図２に示す組付状態では、コイルスプリング２２ｂが圧縮され、支持パネル２２ａが駆動プレート２の前面に押し付けられ、かつ、前記球２２が渦巻状ガイド溝２８に押し付けられて上下方向で係合すると共に、渦巻状ガイド溝２８の延在方向には相対移動可能となっている。
また、前記渦巻状ガイド溝２８は、図４，５に示すように、駆動プレート２の回転方向Ｒに沿って次第に縮径するように形成されている。

従って、前記作動変換機構４０は、前記球２２が渦巻状ガイド溝２８に係合した状態で、ガイドプレート２４が駆動プレート２に対して回転方向Ｒに相対回転すると、球２２が渦巻状ガイド溝２８の渦巻き形状に沿って半径方向外側に移動し、これによりスライド部としての円筒部１４ａが、図４に示す外径方向に移動し、リンクアーム１４に連結された回動ピン８１がガイド溝２ｇに近づくように引きつけられ、カムシャフト１３４は遅角方向に移動する。

逆に、上記状態からガイドプレート２４が駆動プレート２に対して回転方向Ｒとは逆方向に相対回転すると、球２２は渦巻状ガイド溝２８の渦巻き形状に沿って半径方向内側に移動し、これによりスライド部としての円筒部１４ａが、図５に示す内径方向に移動し、リンクアーム１４に連結された回動ピン８１がガイド溝２ｇから離れる方向に押され、この場合、カムシャフト１３４は進角方向に移動する。

次に、増減速機構４１について詳細に説明する。
前記増減速機構４１は、前記ガイドプレート２４を駆動プレート２に対して増速及び減速、即ち、ガイドプレート２４を駆動プレート２に対して回転方向Ｒ側に移動（増速）させたり、ガイドプレート２４を駆動プレート２に対して回転方向Ｒとは反対側に移動（減速）させたりするものであり、遊星歯車機構２５と第１電磁ブレーキ２６と第２電磁ブレーキ２７とを備えている。

前記遊星歯車機構２５は、サンギヤ３０と、リングギヤ３１と、両ギヤ３０，３１に噛み合わされたプラネタリギヤ３３とを備えている。
図２，図３に示すように、前記サンギヤ３０は、ガイドプレート２４の前面側の内周に一体的に形成されている。
前記プラネタリギヤ３３は、前記スペーサ８の前端部に固定されたキャリアプレート３２に回転自在に支持されている。

また、前記リングギヤ３１は、前記キャリアプレート３２の外側に回転自在に支持された環状の回転体３４の内周に形成されている。
尚、前記キャリアプレート３２は、前記スペーサ８の前端部に嵌合されて、ワッシャ３７を前端部に当接させた状態でボルト９を貫通させてカムシャフト１３４に締結させて固定されている。

また、前記回転体３４の前端面には、前方を向いた制動面３５ｂを有した制動プレート３５がねじ止めされている。
また、前記サンギヤ３０が一体に形成されたガイドプレート２４の外周にも、前方を向いた制動面３６ｂを有した制動プレート３６が溶接や嵌合などにより固定されている。
従って、前記遊星歯車機構２５は、プラネタリギヤ３３が自転せずにキャリアプレート３２と共に公転したとすると、第１電磁ブレーキ２６ならびに第２電磁ブレーキ２７が非作動状態では、サンギヤ３０とリングギヤ３１はフリー状態で同速回転する。

この状態から第１電磁ブレーキ２６のみを制動作動すると、ガイドプレート２４がキャリアプレート３２に対して（カムシャフト１３４に対して）遅れる方向（図４，５のＲ方向とは逆方向）に相対回転し、駆動プレート２とカムシャフト１３４とが、図５に示す進角方向に相対変位することになる。
一方、第２電磁ブレーキ２７のみを制動作動すると、リングギヤ３１のみに制動力が付与され、リングギヤ３１がキャリアプレート３２に対して遅れ方向に相対回転することによってプラネタリギヤ３３が自転し、このプラネタリギヤ３３の自転がサンギヤ３０を増速させ、ガイドプレート２４を駆動プレート２に対して回転方向Ｒ側に相対回転し、駆動プレート２とカムシャフト１３４とが図４に示す遅角方向に相対回転することになる。

尚、本実施形態において、キャリアプレート３２が入力要素であり、サンギヤ３０が出力要素であり、リングギヤ３１がフリー要素となる。
前記第１電磁ブレーキ２６及び第２電磁ブレーキ２７は、それぞれ前述した制動プレート３６，３５の制動面３６ｂ，３５ｂに対向するよう内外２重に配置されて、前記ＶＴＣカバー６の裏面にピン２６ｐ，２７ｐによって回転のみを規制された浮動状態で支持された円管部材２６ｒ，２７ｒを有している。

これらの円管部材２６ｒ，２７ｒには、コイル２６ｃ，２７ｃが収容されていると共に、各コイル２６ｃ，２７ｃへの通電時に各制動面３５ｂ，３６ｂに押し付けられる摩擦材２６ｂ，２７ｂが装着されている。
また、各円管部材２６ｒ，２７ｒ及び各制動プレート３５，３６は、コイル２６ｃ，２７ｃへの通電時に磁界を形成するために鉄などの磁性体により形成されている。

それに対して、前記ＶＴＣカバー６は、通電時に磁束の漏れを生じさせないために、また、摩擦材２６ｂ，２７ｂは、永久磁石化して非通電時に制動プレート３５，３６に貼り付くのを防止するために、アルミなどの非磁性体により形成されている。
前記遊星歯車機構２５の出力要素としてのサンギヤ３０が設けられたガイドプレート２４と駆動プレート２の相対回動は、最遅角位置および最進角位置において組付角ストッパ６０により規制されるようになっている。

更に、前記遊星歯車機構２５において、リングギヤ３１と一体的に設けられている制動プレート３５と、キャリアプレート３２との間には、遊星歯車ストッパ９０が設けられている。
ところで、上述した前記作動変換機構４０は、リンクアーム１４の円筒部１４ａの位置を保持して、駆動プレート２とカムシャフト１３４との相対組付位置が変動しない構成となっているもので、その構成について説明する。

前記駆動プレート２からカムシャフト１３４には、リンクアーム１４およびスペーサ８を介して駆動トルクが伝達されるが、カムシャフト１３４からリンクアーム１４には、機関弁（吸気バルブ１０５）からの反力によるカムシャフト１３４の変動トルクが、回動ピン８１からリンクアーム１４の両端の枢支点を結ぶ方向の力Ｆとして入力される。
前記リンクアーム１４の円筒部１４ａは、径方向ガイドとしてのガイド溝２ｇに沿って径方向に案内されているとともに、円筒部１４ａから前面に突出した球２２が、渦巻状ガイド溝２８に係合されているため、各リンクアーム１４を介して入力される力Ｆは、ガイド溝２ｇの左右の壁とガイドプレート２４の渦巻状ガイド溝２８とによって支持される。

したがって、リンクアーム１４に入力された力Ｆは互いに直交する二つの分力ＦＡ，ＦＢに分解されるが、これらの分力ＦＡ，ＦＢは、渦巻状ガイド構２８の外周側の壁と、ガイド溝２ｇの一方の壁とに略直交する向きで受け止められ、リンクアーム１４の円筒部１４ａがガイド溝２ｇに沿って移動することが阻止され、これにより、リンクアーム１４が回動することが阻止される。

よって、各電磁ブレーキ２６，２７の制動力によってガイドプレート２４が回動されてリンクアーム１４が所定の位置に回動操作された後には、基本的には制動力を付与し続けなくてもリンクアーム１４の位置を維持、つまり、駆動プレート２とカムシャフト１３４の回転位相をそのまま保持することができる。
尚、前記力Ｆは、外径方向に作用することに限られず、逆向きの内径方向に作用することもあるが、このとき分力ＦＡ，ＦＢは渦巻状ガイド溝２８の内周側の壁と、ガイド構２ｇの他方側とに略直角の向きに受け止められる。

以下、上記可変バルブタイミング機構ＶＴＣ１１３の作用を説明する。クランクシャフトとカムシャフト１３４の回転位相を遅角側に制御する場合には、第２電磁ブレーキ２７に通電する。第２電磁ブレーキ２７に通電すると、第２電磁ブレーキ２７の摩擦材２７ｂが制動プレート３５に摩擦接触し、遊星歯車機構２５のリングギヤ３１に制動力が作用し、タイミングスプロケット３の回転に伴ってサンギヤ３０が増速回転される。

このサンギヤ３０の増速回転によりガイドプレート２４が駆動プレート２に対して回転方向Ｒ側に回転させられ、これに伴ってリンクアーム１４に支持された球２２が渦巻状ガイド溝２８の外周側に移動する。この遅角側への移動は、組付角ストッパ６０により図４に示す最遅角位置において規制される。
更に、上述のように、リングギヤ３１の回転を第２電磁ブレーキ２７により制動するにあたり、瞬時に回転を規制するのではなく所定量の回転を許しながら制動を行うもので、この回転量が所定量となると遊星歯車ストッパ９０によりリングギヤ３１の回転が規制されるようになっている。

一方、カムシャフト１３４の組付角度を進角方向に変位させるときには、第１ブレーキ２６に通電する。
これにより、ガイドプレート２４に制動力が作用してガイドプレート２４は駆動プレート２に対して回転方向Ｒとは反対方向に回動し、カムシャフト１３４は進角側に組付角度が変位される。

このガイドプレート２４の変位によって、プラネタリギヤ３３が自転してリングギヤ３１が増速回転されるが、この回転量が所定量となると遊星歯車ストッパ９０により回転が規制される。
前記ＥＣＵ１１４は、クランクシャフト１２０に対するカムシャフト１３４の目標進角値（目標の回転位相差）をバルブタイミングの目標値として設定し、クランク角センサ１１７の検出信号とカムセンサ１３２の検出信号とから検出される実際の進角値と前記目標値との偏差及び偏差の方向に基づいて、前記第１電磁ブレーキ２６及び第２電磁ブレーキ２７への通電をフィードバック制御し、実際の進角値が目標の進角値に一致すると、両電磁ブレーキ２６，２７への通電を停止させて、そのときの進角位置を維持させる。

本発明が適用される可変バルブタイミング機構は、上記のものに限らない。
以下に、本発明が適用される第２実施形態におけるＶＴＣ１１３の構成を、図６〜図１２に基づいて説明する。
図６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６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７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６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１０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８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１１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１２によって説明する。
尚、図１２（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１２（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１２（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１２（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７参照）。

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９参照）。
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。

かかる可変バルブタイミング機構においても、電磁アクチュエータ３５３へのへの通電量によってバルブタイミングのフィードバック制御が行われる。
これら可変バルブタイミング機構におけるフィードバック制御は、可変バルブタイミング機構の作動特性（バルブタイミング）を、所定の規範応答モデルに対応した応答速度で収束するように制御する一方、動摩擦係数の変化による動特性の変動を抑制するための本発明に係る構成が付加される。

図１３は、上記制御のブロック線図を示す。
目標値算出部Ａは、機関運転状態に基づいて、吸気バルブ１０５のバルブタイミングの目標値を算出する。
目標値変化量制限部Ｂは、前記目標値の変化量を制限する。
モデル追従制御部Ｃは、前記変化量を制限された目標値と、可変バルブタイミング機構ＶＴＣ１１３によって制御される吸気バルブ１０５の制御量（バルブタイミング検出値）とに基づいて、規範応答モデルに基づいて設定された応答速度で目標値に追従するように操作量を算出して、可変バルブタイミング機構ＶＴＣ１１３に出力する。

図１４は、上記制御の詳細なフローチャートを示す。
ステップＳ１では、吸気バルブ１０５のバルブタイミングの基本目標値θａｂを、機関運転状態（回転速度、負荷）に基づいて算出する。
ステップＳ２では、前記ステップＳ１で算出した基本目標値θａｂと、前回の最終的に設定されたフィードバック制御用の目標値θａａとの偏差ｄθａ（＝θａｂ−θａａ）、つまり、目標値変化量の絶対値｜ｄθａ｜を算出する。

ステップＳ３では、機関回転速度Ｎｅと潤滑油温度Ｔｏとに基づいて、許容目標値変化量ｄθａａを以下のように算出する。
可変バルブタイミング機構による吸気バルブのバルブタイミング変化速度と、動摩擦係数との関係を図１５に示す。バルブタイミングの変化速度ｄθが大きくなるほど、動摩擦係数が減少する。

したがって、目標値変化量が大きく実変化速度が大きくなるほど、変化前の変化速度０から最大変化速度までの動摩擦係数μｋの変化幅が大きくなって、規範応答モデルで設定した応答速度に良好に追従できなくなり、ゲインを高めて追従させようとすると振動を生じ安定した挙動が得られない。
そこで、図示のように、安定した挙動が確保される動摩擦係数の変化幅に制限するように許容上限応答速度を設定し、該許容上限応答速度に対応する許容目標値変化量を設定する。

ここで、動摩擦係数μｋは、同一の変化速度ｄθに対して機関回転速度が高いときほど減少する。これは、可変バルブタイミング機構がカム反力を受けて振動し、高速時は、その振動周波数が高いためディザー効果によって動き易くなるためと考えられる。
また、動摩擦係数μｋは、潤滑油温度については、所定温度までは温度の上昇に応じて潤滑油粘度が減少することによって減少するが、それより温度上昇すると油膜が薄くなることなどによって増大する。

そこで、許容目標値変化量の基本値ｄθａａ０（＞０）に、図１６に示す機関回転速度Ｎｅに応じた第１補正係数ｋ１と、図１７に示す潤滑油温度Ｔｏに応じた第２補正係数ｋ２とを乗算することにより、最終的な許容目標値変化量ｄθａａを算出する。
図１４に戻って、ステップＳ４では、ステップＳ２で算出した目標値変化量｜ｄθａ｜が、前記許容目標値変化量ｄθａａ以上あるかを判定する。

｜ｄθａ｜≧ｄθａａと判定されたときは、ステップＳ５へ進み、目標値変化量ｄθａが正の値であるか、つまり、バルブタイミングを進角方向に変化させるときであるかを判定する。
ｄθａが正の値と判定されたときは、ステップＳ６へ進み、前回のフィードバック制御用の目標値θａａｏに、許容目標値変化量ｄθａａを加算した値を、今回のフィードバック制御用の目標値θａａとして設定する。

一方、ｄθａが負の値と判定されたときつまり、バルブタイミングを遅角方向に変化させるときであるかは、ステップＳ７へ進み、前回の目標値θａａｏから許容目標値変化量ｄθａａを減算した値を、今回の目標値θａａとして設定する。
また、ステップＳ４で｜ｄθａ｜＜ｄθａａと判定されたときは、ステップＳ８へ進み、ステップＳ１で設定した基本目標値θａｂを、そのまま今回のフィードバック制御用の目標値θａａとして設定する。

ステップＳ９では、前記ステップＳ７またはステップＳ８で設定されたバルブタイミングの目標値θａａと、上記のようにクランク角センサ１１７の検出信号とカムセンサ１３２の検出信号とから検出される検出値θｒとに基づいて、フィードバック制御における操作量を算出して出力する。
詳細には、目標値θａａに対し規範応答モデルで設定された応答遅れを持たせた規範目標値を設定し、該規範目標値に追従するように可変バルブタイミング機構の動特性モデル（運動方程式）に基づいてフィードフォワード操作量を設定すると共に、前記規範目標値と検出値θｒとの偏差に応じたフィードバック操作量（ＰＩＤ分）を設定し、前記フィードフォワード操作量とフィードバック操作量とを加算して出力する。これにより、目標値の変化に対し、所望の応答速度で追従するように制御される。

以下に、上記制御の作用を説明する。
図１８は、機関運転状態に基づいて設定される基本目標値θａｂが大きくステップ変化したときの様子を示す。目標値変化量ｄθａを許容目標値変化量ｄθａａで制限してフィードバック制御に用いる目標値θａａが得られる。
目標値変化量ｄθａが許容目標値変化量ｄθａａと等しく制限されているときは、実バルブタイミングの変化速度ｄθは、目標値の許容目標値変化量ｄθａａに応じた変化速度と一致する。規範応答モデルの応答速度は、目標値変化量ｄθａ（ｄθａａで一定）に応じた所定時間（一定時間）遅れて目標値θａａに追従するからである。

したがって、この間は動摩擦係数μｋが一定に維持され動特性の変動を防止できる。
目標値変化量ｄθａを許容目標値変化量ｄθａａより小さい変化開始時と収束付近では、
機関運転状態に基づいて設定される目標値θａｎに基づいて制御され、実変化速度が前記最大許容応答速度以下の範囲内で変化し、これに応じて動摩擦係数μｋも変動するが、上述したように、この変化幅が小さく制限されているので、安定した挙動が確保される。

このように、可変バルブタイミング機構の挙動を、動摩擦係数の変化幅を制限しつつ規範応答モデルに応じた応答速度でフィードバック制御することにより、安定化することができ、ひいては内燃機関のトルク変動を抑制できる。
図１９は、基本目標値θａｂが３回分変化するときのフィードバック制御用の目標値θａａを設定する様子を示す。

時刻ｔ０での基本目標値θａｂ０は、フィードバック制御用の目標値θａａ０と一致している。
時刻ｔ１での基本目標値θａｂ１は、前回の目標値θａａ０からの変化量が許容目標値変化量ｄθａａより小さいので、基本目標値θａｂ１がそのままフィードバック制御用の目標値θａａ１として設定される。

時刻ｔ２では、基本目標値θａｂ２の、その前の目標値θａａ１からの変化量ｄθａが許容目標値変化量ｄθａａより大きいので、前回の目標値θａａ１に許容目標値変化量ｄθａａを加算した値が、時刻ｔ２でのフィードバック制御用の目標値θａａ２として設定される。
時刻ｔ３では、基本目標値θａｂ３の、その前の目標値θａａ２からの変化量ｄθａが許容目標値変化量ｄθａａより小さいので、基本目標値θａｂ３がそのままフィードバック制御用の目標値θａａ３として設定される。

また、実施形態では、機関回転速度、潤滑油温度によって変化する許容上限応答速度に対し、動摩擦係数の変動幅を一定とするように、機関回転速度、潤滑油温度に基づいて目標値変化量を補正して設定したことにより、機関回転速度や潤滑油温度の変化によらず可変動弁機構の安定した挙動を維持できる。
なお、潤滑油温度の検出は、簡易的には機関冷却水温度の検出で代用してもよい。

また、実施形態では、可変動弁機構として、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に適用し、可変バルブタイミング機構は、一般に、回転同期で検出されることにより低速域での検出遅れによって可変バルブタイミング機構の振動の振幅が増大しようとするのを、効果的に抑制することができる。
ただし、本発明は、吸気バルブまたは排気バルブの他の作動特性、例えば、リフト量や作動角を可変とする可変動弁機構に適用することもでき、上記効果が得られるものである。

実施の形態における内燃機関のシステム構成図。 実施の形態における可変バルブタイミング機構を示す断面図。 上記可変バルブタイミング機構の分解斜視図。 上記可変バルブタイミング機構の要部の作動を示す図２のＡ−Ａ断面図。 上記可変バルブタイミング機構の要部の作動を示す図２のＡ−Ａ断面図。ａを設定する様子を示すタイムチャート。 別の実施の形態における可変バルブタイミング機構を示す断面図。 図６のＡ−Ａ線に沿う断面図。 図６のＢ−Ｂ線に沿う断面図。 上記ＶＴＣ機構の作動状態を示す図７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８の部分拡大断面図。 図１１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。 バルブタイミングのフィードバック制御を示すブロック線図 バルブタイミングのフィードバック制御を示すフローチャート。 バルブタイミング変化速度と、動摩擦係数との関係を示すタイムチャート。 機関回転速度に応じた第１補正係数ｋ１を示す線図。 潤滑油温度に応じた第２補正係数ｋ２を示す線図。 基本目標値θａｂが大きくステップ変化したときの各種状態量の変化の様子を示すタイムチャート。 基本目標値θａｂが３回分変化するときのフィードバック制御用の目標値θａ

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ＶＴＣ１１４…エンジンコントロールユニット １１７…クランク角センサ １１９…油温センサ 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

Claims (3)

1. 内燃機関の吸気バルブまたは排気バルブの作動特性を可変な可変動弁機構を備え、前記作動特性の目標値を機関運転状態に基づいて設定し、所定の規範応答モデルに対応した応答速度で前記作動特性を目標値に収束させるように操作量を設定して、前記可変動弁機構に出力する可変動弁機構の制御装置において、
   前記機関運転状態に基づく目標値と規範応答モデルに基づいて設定される応答速度が、前記可変動弁機構の動摩擦係数に応じて設定した許容上限応答速度より大きいときは、応答速度を許容上限応答速度とするように前記作動特性の目標値を修正し、該修正した目標値にしたがって操作量を設定する一方、
   前記目標値の修正は、該目標値の変化量を制限することにより行い、
   かつ、前記許容上限応答速度は、機関回転速度が高いほど低い値に設定することを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
2. 潤滑油温度が所定値のときの許容上限応答速度を最小とし、所定値との偏差が大きいほど許容上限応答速度を大きい値に設定することを特徴とする請求項１に記載の可変動弁機構の制御装置。
3. 前記可変動弁機構は、吸気バルブまたは排気バルブの開弁時の作動角中心位相を可変とすることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の可変動弁機構の制御装置。