JPH09217609A - 内燃機関用バルブタイミング制御装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 製造上のばらつき等に影響されず内燃機関の
吸気バルブまたは排気バルブの少なくともいずれか一方
のバルブタイミングを正確に制御すること。 【解決手段】 相対回転角ＶＴと目標相対回転角ＶＴＴ
とに基づきフィードバック補正値ＤＶＴＫが算出される
（ステップＳ１０４）。目標相対回転角変化量ΔＶＴＴ
が所定値以上であり（ステップＳ１０６）、目標相対回
転角変化量ΔＶＴＴと相対回転角変化量ΔＶＴとの偏差
が所定値以下であるとき（ステップＳ１０８）、定常的
な偏差が存在しており補正が必要であるとして、フィー
ドバック補正値ＤＶＴＫに対して偏差補正値が加減算さ
れる（ステップＳ１０９）。このフィードバック補正値
ＤＶＴＫを用いて出力Ｄuty 値が算出される（ステップ
Ｓ１１０）。これにより、定常的な偏差が徐々に減少さ
れ、内燃機関の吸気バルブ等のバルブタイミングが正確
に制御される。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、内燃機関の吸気バ
ルブまたは排気バルブの少なくともいずれか一方の開閉
タイミングを運転条件に応じて変更自在な内燃機関用バ
ルブタイミング制御装置に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】従来、内燃機関の運転条件に応じて吸気
バルブ開閉タイミングを可変制御する機構として、クラ
ンクシャフトに同期して回転するカムプーリに対するカ
ムシャフトの回転位相を変更するようにした内燃機関用
バルブタイミング制御装置に関連する先行技術文献とし
ては、特開平１−１３４０１０号公報にて開示されたも
のが知られている。

【０００３】このものでは、内燃機関の吸気バルブの内
燃機関用バルブタイミング（開閉タイミング）を変更さ
せるための油圧サーボバルブを備え、このサーボバルブ
のスプールを油圧シリンダによって駆動する流体圧駆動
手段を設ける構成が示されている。そして、流体圧駆動
手段としての２つの開閉バルブを開／閉制御し、サーボ
バルブを一定の速度で移動させることにより内燃機関用
バルブタイミングを変更させている。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】ところで、前述の従来
技術においては、内燃機関の吸気バルブの内燃機関用バ
ルブタイミングを変更するためには２系統の油圧系を必
要とするため構造が複雑であった。更に、２つの開閉バ
ルブによって油圧の供給を断続するだけであるため、微
小な移動量の制御やサーボバルブの移動速度の正確な制
御が困難であり、内燃機関用バルブタイミングを微小量
だけ変化する制御や所望の速度で変化させることが難し
いという不具合があった。

【０００５】このような不具合に対処するため、開閉バ
ルブでなく、開度を調節することにより油量を調節自在
なバルブを用い、内燃機関用バルブタイミングを所望の
速度で変化させることが考えられる。しかし、このよう
なバルブを用いることは、バルブ自体の製造上のばらつ
きやバルブからの油漏れ等によりバルブに対する駆動信
号と内燃機関用バルブタイミングの変化とが正確に一致
しないという可能性が想定される。

【０００６】具体的には、例えば、内燃機関用バルブタ
イミングの変化を学習するものにおいて、目標相対回転
角と相対回転角との間に偏差が存在し、且つ目標相対回
転角が変化している場合、所望の相対回転角となるよう
にバルブ開度を調節しても、上述の製造上のばらつきや
他の要因による学習値のずれ等により内燃機関用バルブ
タイミングの変化速度が得られず、偏差が縮まらないと
いうような場合である。

【０００７】そこで、この発明はかかる不具合の予測性
を解消するためになされたもので、開度調節に応じて油
量調節自在なバルブを用いてもバルブ自体の製造上のば
らつき等に影響されず内燃機関の吸気バルブまたは排気
バルブの少なくともいずれか一方のバルブタイミングを
正確に制御することができる内燃機関用バルブタイミン
グ制御装置の提供を課題としている。

【０００８】

【課題を解決するための手段】請求項１の内燃機関用バ
ルブタイミング制御装置によれば、相対回転角演算手段
で算出された駆動軸の回転角と従動軸の回転角との相対
回転角と、目標相対回転角演算手段で算出された内燃機
関の運転状態に基づき駆動軸の回転角と従動軸の回転角
との目標とする位相差である目標相対回転角との偏差が
変化しないときには、その偏差が小さくなる方向に相対
回転角制御手段におけるバルブタイミング制御機構への
出力値が補正される。つまり、目標相対回転角及び相対
回転角が遷移しているにもかかわらず、その間の偏差が
変化しないときにはその偏差が小さくなる方向に出力値
が補正される。このため、相対回転角と目標回転角との
偏差が徐々に減少でき、バルブ自体の製造上のばらつき
等に影響されず内燃機関の吸気バルブまたは排気バルブ
の少なくともいずれか一方のバルブタイミングを正確に
制御することができるという効果が得られる。

【０００９】請求項２の内燃機関用バルブタイミング制
御装置では、目標相対回転角と相対回転角との偏差が所
定期間変化しないときには定常的なものであるとして、
出力値補正手段で出力値が補正され偏差が小さくされ
る。このため、バルブ自体の製造上のばらつき等に影響
されず内燃機関の吸気バルブまたは排気バルブの少なく
ともいずれか一方のバルブタイミングを正確に制御する
ことができるという効果が得られる。

【００１０】請求項３の内燃機関用バルブタイミング制
御装置では、目標相対回転角と相対回転角との偏差が変
化しないとき、目標相対回転角の変化割合がその偏差に
加味されて出力値が補正される。このように運転状態に
対応して補正された出力値にて目標相対回転角と相対回
転角との偏差が減少されることにより、バルブ自体の製
造上のばらつき等に影響されず内燃機関の吸気バルブま
たは排気バルブの少なくともいずれか一方のバルブタイ
ミングを正確に制御することができるという効果が得ら
れる。

【００１１】

【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態を実施
例に基づいて説明する。

【００１２】〈実施例１〉図１は本発明の実施の形態の
第１実施例にかかる内燃機関用バルブタイミング制御装
置を適用したダブルオーバヘッドカム式内燃機関とその
周辺機器を示す概略構成図である。また、図２は本発明
の実施の形態の第１実施例にかかる内燃機関用バルブタ
イミング制御装置を示す断面図、図３は図２のＡ−Ａ線
に沿う断面図、図４は図２のＢ−Ｂ線に沿う断面図、図
５は図３の一部拡大断面図である。

【００１３】図１において、１０は内燃機関であり、内
燃機関１０の駆動軸としてのクランクシャフト１１から
チェーン１２を介して一対のチェーンスプロケット１
３，１４に駆動力が伝達される。このクランクシャフト
１１と同期して回転される一対のチェーンスプロケット
１３，１４には従動軸としての一対のカムシャフト１
５，１６が配設され、これらのカムシャフト１５，１６
によって図示しない吸気バルブ及び排気バルブが開閉駆
動される。

【００１４】クランクシャフト１１にはクランクポジシ
ョンセンサ２１、カムシャフト１５にはカムポジション
センサ２２がそれぞれ配設されている。このクランクポ
ジションセンサ２１の出力信号θ1 及びカムポジション
センサ２２の出力信号θ2 はＥＣＵ（Electronic Contr
ol Unit:電子制御装置）３０に入力される。なお、ＥＣ
Ｕ３０は、周知の中央処理装置としてのＣＰＵ、制御プ
ログラムを格納したＲＯＭ、各種データを格納するＲＡ
Ｍ、入出力回路及びそれらを接続するバスライン等から
なる論理演算回路として構成されている。

【００１５】ＥＣＵ３０ではこれらの信号の他に内燃機
関１０の運転状態を表す機関回転数、冷却水温、スロッ
トル開度等の各種信号に基づき後述のクランクシャフト
１１に対するカムシャフト１５の相対回転角ＶＴ及び目
標相対回転角ＶＴＴが算出される。そして、ＥＣＵ３０
からの駆動信号によりスプールバルブ４０のリニアソレ
ノイド４１がＤuty(デューティ比）制御され、油タンク
４５内の油がポンプ４６により供給油通路４７を通って
一方のカムシャフト１５に設けられたバルブタイミング
制御機構５０（図１の斜線部）に圧送される。このバル
ブタイミング制御機構５０に供給される油の油量が調整
されることで、カムシャフト１５がチェーンスプロケッ
ト１３、即ち、クランクシャフト１１に対し所定の位相
差を有して回転自在であり、カムシャフト１５が目標相
対回転角ＶＴＴに設定可能である。なお、バルブタイミ
ング制御機構５０からの油は排出油通路４８を通って油
タンク４５内に戻される。

【００１６】ここで、クランクシャフト１１が１回転し
てクランクポジションセンサ２１からのパルス数がＮ個
発生するとき、カムシャフト１５の１回転でカムポジシ
ョンセンサ２２からのパルス数がＮ個発生するようにす
る。また、カムシャフト１５のタイミング変換角最大値
をθmax °ＣＡ（クランク角）とすると、Ｎ＜（３６０
／θmax ）となるようにパルス数Ｎを設定する。これに
よって、相対回転角ＶＴの算出時、クランクポジション
センサ２１のパルス信号θ1 と、このパルス信号θ1 の
次に続いて発生するカムポジションセンサ２２のパルス
信号θ2 とを使用することができる。

【００１７】次に、バルブタイミング制御機構５０の構
造について図２、図３、図４及び図５を参照して詳細に
説明する。ここで、チェーンスプロケット１３及びカム
シャフト１５は図３に示す矢印Ｘ方向から見て時計方向
に回転される。以下、この回転方向を進角方向とする。

【００１８】図２及び図３に示すように、バルブタイミ
ング制御機構５０のハウジング部材であるチェーンスプ
ロケット１３とシューハウジング５１とフロントプレー
ト５２とはボルト５３により同軸上に固定されている。
チェーンスプロケット１３のボス部１３ａの内周壁はカ
ムシャフト１５の先端部１５ａに相対回転可能に嵌合さ
れている。フロントプレート５２とシューハウジング５
１とはノックピン５５ａにより、シューハウジング５１
とチェーンスプロケット１３とはノックピン５５ｂによ
りそれぞれ回転角度方向の位置決めがなされている。

【００１９】図２に示すように、シューハウジング５１
は互いに対向する台形状のシュー５１ａ及び５１ｂを有
している。シュー５１ａ及び５１ｂのそれぞれの対向面
は、断面円弧状に形成されており、シュー５１ａ及び５
１ｂの周方向の２箇所の間隙にはそれぞれベーン５６ａ
及び５６ｂの収容室としての扇状空間部が形成されてい
る。

【００２０】図２及び図３に示すように、ベーンロータ
５６は支持部５６ｆと、支持部５６ｆ外周の径方向両端
に支持部５６ｆと一体に形成され支持部５６ｆと共に回
転するベーン５６ａ及び５６ｂとからなる。支持部５６
ｆはボルト５４によりカムシャフト１５に一体に固定さ
れている。ベーン５６ａ及び５６ｂは扇形状に形成さ
れ、このベーン５６ａ及び５６ｂがシュー５１ａ及び５
１ｂの周方向の間隙に形成されている扇状空間部内に回
転可能に収容されている。インロー部５６ｃはカムシャ
フト１５の先端部１５ａに同軸に嵌合し、ベーンロータ
５６とカムシャフト１５とはノックピン５７により回転
角度方向の位置決めがなされている。ベーンロータ５６
と一体に固定される円筒突出部５８は、フロントプレー
ト５２の内周壁に相対回転可能に嵌合されている。

【００２１】図２に示すように、ベーンロータ５６の外
周壁とシューハウジング５１の内周壁との間に微小なク
リアランス５９ａ及び５９ｂが設けられており、ベーン
ロータ５６はシューハウジング５１と相対回転可能であ
る。シュー５１ａとベーン５６ａとの間には遅角油圧室
６１が形成され、シュー５１ｂとベーン５６ｂとの間に
は遅角油圧室６２が形成され、シュー５１ａとベーン５
６ｂとの間には進角油圧室６３が形成され、シュー５１
ｂとベーン５６ａとの間には進角油圧室６４が形成され
ている。また、ベーンロータ５６の外周壁に形成された
回転軸方向の溝部５６ｄとシュー５１ａ及び５１ｂとの
間にはシール部材６５が挿嵌されている。

【００２２】図２、図３及び図４に示すように、ベーン
ロータ５６の支持部５６ｆの軸方向両端面には、円筒突
出部５８との当接部において溝通路としての油路７１、
カムシャフト１５との当接部において溝通路としての油
路７２がそれぞれＣ字状に周方向にずらして設けられて
いる。油路７１は、油路７３，７４により遅角油圧室６
１，６２と連通し、油路７５により油圧室８３と連通さ
れている。油路７２は油路７６，７７により進角油圧室
６３，６４と連通されている。油路７８は支持部５６ｆ
とカムシャフト１５との軸方向当接部においてカムシャ
フト１５内に形成された油路７９と連通されており、油
路７１は支持部５６ｆと円筒突出部５８との軸方向当接
部において油路７８と連通されている。油路７２は支持
部５６ｆとカムシャフト１５との軸方向の当接部におい
てカムシャフト１５内に形成された油路８１と連通して
いる。このように支持部５６ｆの軸方向両端面に油路７
１，７２が形成されたことにより、各油圧室への油圧の
分配が容易になる。また、支持部５６ｆ内の油路の構成
が単純化することにより、支持部５６ｆ内で油路が互い
に干渉することを防止すると共に支持部５６ｆを小径化
可能である。更に、支持部５６ｆにおける油路の加工が
容易になる。

【００２３】ベーン５６ａ，５６ｂの軸方向の長さは、
フロントプレート５２とチェーンスプロケット１３との
間に挟まれたシューハウジング５１の軸方向の長さより
僅かに短く設定されている。上述の構成により、カムシ
ャフト１５及びベーンロータ５６はチェーンスプロケッ
ト１３、シューハウジング５１及びフロントプレート５
２に対して同軸に相対回転可能である。

【００２４】図３に示すように、カムシャフト１５のジ
ャーナル部９１はシリンダヘッド９０に設けられた軸受
部９０ａにより回転可能に支持されると共に回転軸方向
への移動を規制されている。ジャーナル部９１の外周壁
の周方向には外周溝通路９２，９３が設けられている。
油タンク４５内の油をポンプ４６により圧送する供給油
通路４７と油タンク４５内へ油を排出する排出油通路４
８とは、スプールバルブ４０の切替操作により外周溝通
路９２，９３と選択的に連通または遮断可能である。本
実施例ではスプールバルブ４０は後述の４ポート案内バ
ルブである。

【００２５】図４に示すように、外周溝通路９２はカム
シャフト１５の油路８０，８１により、支持部５６ｆと
カムシャフト１５との軸方向当接部において油路７２と
連通されている。図３に示すように、外周溝通路９３は
カムシャフト１５内の油路７９により、支持部５６ｆと
カムシャフト１５との軸方向当接部において支持部５６
ｆの油路７８と連通されている。このような構成によ
り、外周溝通路９２，９３にポンプ４６からの圧油をス
プールバルブ４０により選択的に供給し、遅角油圧室６
１，６２及び油圧室８３と進角油圧室６３，６４及び油
圧室８４にポンプ４６からの圧油の供給が可能になると
共に油タンク４５への油の排出が可能となる。

【００２６】図３に示すように、連結部材であるストッ
パピストン８５はベーンロータ５６のベーン５６ａの内
部に収容されている。ストッパピストン８５は小径部８
５ａと大径部８５ｂとで構成されており、小径部８５ａ
の先端部８５ｃは反大径部８５ｂ側、つまりストッパピ
ストン８５がストッパ穴８６に嵌合する方向にいくにし
たがい僅かに先細りのテーパ形状に形成されている。ス
トッパピストン８５の大径部８５ｂは、ベーン５６ａの
収容孔８７に収容されており、収容孔８７を形成するベ
ーン５６ａの内壁にカムシャフト１５の軸方向に摺動可
能に支持されている。ストッパピストン８５の図３に示
す軸方向右側の収容孔８７にはスプリング８８が組込ま
れている。ガイドリング８９は、収容孔８７を形成する
ベーン５６ａの内壁と遊嵌または圧入されており、スト
ッパピストン８５の小径部８５ａの外壁と遊嵌してい
る。したがって、ストッパピストン８５はカムシャフト
１５の軸方向に摺動可能にベーン５６ａに収容され、且
つスプリング８８によりフロントプレート５２側に付勢
されている。

【００２７】図５に示すように、ストッパピストン８５
の先端部８５ｃのテーパ面はストッパ穴８６のテーパ面
と当接し、ストッパピストン８５の先端面８５ｄはスト
ッパ穴８６の底面と当接していない。したがって、スト
ッパピストン８５の軸心とストッパ穴８６の中心との位
置関係が部品の精度誤差等でばらついても、スプリング
８８の付勢力にて自動的にストッパピストン８５が軸方
向に位置修正され嵌合ミスまたはガタの発生が防止され
る。

【００２８】図２及び図３はシューハウジング５１に対
してベーンロータ５６が最遅角側に位置する状態を示
し、ベーン５６ｂのストッパ部５６ｅがシュー５１ａの
側面に当接されている。図５に示すように、この状態に
おいて、ストッパピストン８５の先端部８５ｃはフロン
トプレート５２のテーパ形状のストッパ穴８６に嵌合さ
れ、スプリング８８により先端部８５ｃのテーパ側面が
ストッパ穴８６のテーパ側面に付勢されている。ストッ
パピストン８５の先端部８５ｃのテーパ角度とストッパ
穴８６のテーパ角度とは同一に設定されている。

【００２９】図３に示すように、収容孔８７を形成する
ベーン５６ａのチェーンスプロケット１３側の側壁には
ドレン孔５６ｇが設けられており、ベーンロータ５６が
最遅角側に位置する状態において、チェーンスプロケッ
ト１３の大気孔１３ｂとドレン孔５６ｇとの位置がほぼ
一致しているので、収容孔８７の一部であるストッパピ
ストン８５のスプリング８８側の空間部は大気圧相当で
ある。図３に示すように、ガイドリング８９とストッパ
ピストン８５の大径部８５ｂとの間には油圧室８３が形
成されている。フロントプレート５２のストッパ穴８６
とストッパピストン８５の小径部８５ａとの間には油圧
室８４が形成され、油圧室８４と進角油圧室６４とはフ
ロントプレート５２の油路８２により連通されている。

【００３０】ベーン５６ａ，５６ｂの最外径部のクリア
ランス５９ａを微小に設定することで、ベーン５６ａ，
５６ｂの周方向の長さが比較的長いことにより、遅角油
圧室６１と進角油圧室６４、遅角油圧室６２と進角油圧
室６３がクリアランス５９ａを介して連通することが極
力防止されている。また、シュー５１ａ，５１ｂの最小
径部に形成される微小クリアランス５９ｂにはシール部
材６５が支持部５６ｆの外周壁に形成された溝部５６ｄ
に挿嵌されており、遅角油圧室６１と進角油圧室６３、
遅角油圧室６２と進角油圧室６４がクリアランス５９ｂ
を介して連通することが極力防止されている。また、シ
ューハウジング５１に対してベーンロータ５６が相対回
転するために、ベーンロータ５６の軸方向両端面とチェ
ーンスプロケット１３及びフロントプレート５２の内側
面との間には摺動クリアランスが設定されている。この
摺動クリアランスから油圧室間に油がリークする可能性
があるが、シューハウジング５１の軸方向長さに対して
ベーンロータ５６の軸方向長さを僅かに短くすることに
より、ベーンロータ５６の軸方向両端面に形成される摺
動クリアランスを微小に設定できる。また、ベーン５６
ａ，５６ｂの周方向の長さが比較的長く、つまりベーン
５６ａ，５６ｂの横断面積が大きいことにより、油圧室
間の油のリークを極力防止することができる。このた
め、各油圧室の油圧を所定値に保持できるので、シュー
ハウジング５１に対するベーンロータ５６の相対回転を
高精度に制御することができる。また、ベーン５６ａ，
５６ｂの横断面積が大きいのでストッパピストン８５を
容易に収容することができる。

【００３１】図６は本発明の実施の形態の第１実施例に
かかる内燃機関用バルブタイミング制御装置で用いられ
ているスプールバルブ４０による油の流路の切替状態を
示す説明図である。なお、図６（ａ）はリニアソレノイ
ド４１によりスプールバルブ４０が図１の右側位置への
切替状態、図６（ｂ）は図１の中央位置への切替状態、
図６（ｃ）は図１の左側位置への切替状態をそれぞれ示
している。

【００３２】スプールバルブ４０は４ポート案内バルブ
であり、ＥＣＵ３０からの出力信号で駆動されるリニア
ソレノイド４１とスプリング４３の付勢力とによって、
リニアソレノイド４１と一体的な２箇所の大径部４２
ａ，４２ｂを有するソレノイド軸４２がスプールバルブ
４０内で移動され、大径部４２ａ，４２ｂにより４ポー
ト４４ａ，４４ｂ，４４ｃ，４４ｄのうちの３ポート４
４ｂ，４４ｃ，４４ｄが適宜開閉されて油の流路が矢印
にて示すように切替えられる。

【００３３】次に、本発明の実施の形態の第１実施例に
かかる内燃機関用バルブタイミング制御装置で使用され
ているＥＣＵ３０におけるバルブ制御値演算及びフィー
ドバック補正値演算の処理手順を図７及び図８に示すフ
ローチャートに基づき、クランクポジションセンサ２１
及びカムポジションセンサ２２の出力信号を示す図９の
説明図を参照して説明する。

【００３４】図７において、まず、ステップＳ１０１
で、各種センサ信号としてクランクポジションセンサ２
１の出力信号θ1 及びカムポジションセンサ２２の出力
信号θ2 、内燃機関１０の運転状態を表す機関回転数、
冷却水温、スロットル開度等が読込まれる。次にステッ
プＳ１０２に移行して、図９に示すように、ステップＳ
１０１で読込まれたクランクポジションセンサ２１の出
力信号θ1 及びカムポジションセンサ２２の出力信号θ
2 から相対回転角ＶＴ（＝θ1 −θ2 ）が算出される。
次にステップＳ１０３に移行して、ステップＳ１０１で
読込まれた内燃機関１０の運転状態を表す各種センサ信
号に基づき目標相対回転角ＶＴＴが算出される。

【００３５】次に、ステップＳ１０４に移行して、図８
に示すフィードバック補正値演算ルーチンが実行され
る。図８のステップＳ２０１で、ステップＳ１０２で算
出された相対回転角ＶＴ及びステップＳ１０３で算出さ
れた目標相対回転角ＶＴＴが読込まれたのち、ステップ
Ｓ２０２に移行し、目標相対回転角ＶＴＴと相対回転角
ＶＴとの偏差ＶＴＥＲ（＝ＶＴＴ−ＶＴ）が算出され
る。次にステップＳ２０３に移行し、微分偏差ＤＶＴＥ
Ｒ（＝ＶＴＥＲ(i) −ＶＴＥＲ(i-1) ）が算出される。
そして、ステップＳ２０４に移行し、比例補正項ＤＶＴ
Ｐ〔＝（Ｋp ＊ＶＴＥＲ）＊（水温補正係数）〕が算出
される。次にステップＳ２０５に移行して、微分補正項
ＤＶＴＤ〔＝（Ｋd ＊ＤＶＴＥＲ）＊（水温補正係
数）〕が算出される。なお、Ｋp ，Ｋd は比例項、微分
項の各フィードバックゲイン（フィードバック利得）で
ある。次にステップＳ２０６に移行して、フィードバッ
ク補正値ＤＶＴＫ（＝ＤＶＴＰ＋ＤＶＴＤ）が算出され
る。

【００３６】次に、図７のステップＳ１０５に戻り、目
標相対回転角変化量ΔＶＴＴ（＝ＶＴＴ(i) −ＶＴＴ(i
-1））が算出される。次にステップＳ１０６に移行し
て、目標相対回転角変化量ΔＶＴＴが所定値以上である
かが判定される。この所定値は、目標相対回転角変化量
ΔＶＴＴの大きさを判定する閾値であり、目標相対回転
角ＶＴＴが大きく変動していないときにはフィードバッ
ク補正値に対する補正を実施しないようにするものであ
る。ステップＳ１０６の判定条件が成立し、目標相対回
転角変化量ΔＶＴＴが所定値以上であるときには、ステ
ップＳ１０７に移行し、相対回転角変化量ΔＶＴ（＝Ｖ
Ｔ(i) −ＶＴ(i-1））が算出される。

【００３７】次に、ステップＳ１０８に移行して、ステ
ップＳ１０５で算出された目標相対回転角変化量ΔＶＴ
ＴとステップＳ１０７で算出された相対回転角変化量Δ
ＶＴとの偏差が所定値以下であるかが判定される。この
所定値は、例えば、内燃機関１０の運転状態にかかわら
ず定常的な偏差が存在しているかを判定するための値で
あり、フィードバック補正値ＤＶＴＫに対する補正が必
要であるかを判定するための閾値である。ステップＳ１
０８の判定条件が成立するときには、目標相対回転角変
化量ΔＶＴＴと相対回転角変化量ΔＶＴとの定常的な偏
差が存在しておりフィードバック補正値ＤＶＴＫに対す
る補正が必要であるとしてステップＳ１０９に移行し、
フィードバック補正値ＤＶＴＫに対して偏差補正値が加
減算される。この偏差補正値は、例えば、内燃機関１０
の運転状態を表す機関回転数、冷却水温、スロットル開
度等をパラメータとしてＥＣＵ３０内に予め記憶されて
いるマップによって設定される。一方、ステップＳ１０
８の判定条件が成立せず、目標相対回転角変化量ΔＶＴ
Ｔと相対回転角変化量ΔＶＴとの偏差が所定値を越えて
いるときには、フィードバック補正値ＤＶＴＫに対する
補正がなされないようにステップＳ１０９がスキップさ
れる。

【００３８】ステップＳ１０６の判定条件が成立せず、
目標相対回転角変化量ΔＶＴＴが所定値未満で大きく変
動していないとき、ステップＳ１０８の判定条件が成立
しないとき、またはステップＳ１０９の処理ののち、ス
テップＳ１１０に移行し、フィードバック補正値ＤＶＴ
Ｋが考慮された出力Ｄuty 値が算出され本ルーチンを終
了する。なお、出力Ｄuty 値とは目標相対回転角ＶＴＴ
に対して相対回転角ＶＴを一致させるため、バルブタイ
ミング制御機構５０への油路を制御するスプールバルブ
４０のリニアソレノイド４１の駆動に必要な出力Ｄuty
値である。

【００３９】このように、本実施例の内燃機関用バルブ
タイミング制御装置は、内燃機関１０の駆動軸としての
クランクシャフト１１から吸気バルブを開閉する従動軸
としてのカムシャフト１５に駆動力を伝達するチェーン
１２等からなる駆動力伝達系に設けられ、カムシャフト
１５を所定角度範囲内で相対回転自在なバルブタイミン
グ制御機構５０と、クランクシャフト１１の回転角θ1
を検出する駆動軸回転角検出手段としてのクランクポジ
ションセンサ２１と、カムシャフト１５の回転角θ2 を
検出する従動軸回転角検出手段としてのカムポジション
センサ２２と、クランクポジションセンサ２１で検出さ
れたクランクシャフト１１の回転角θ1とカムポジショ
ンセンサ２２で検出されたカムシャフト１５の回転角θ
2 との位相差である相対回転角ＶＴを算出するＥＣＵ３
０にて達成される相対回転角演算手段と、内燃機関１０
の運転状態に基づきクランクシャフト１１の回転角θ1
とカムシャフト１５の回転角θ2 との目標とする位相差
である目標相対回転角ＶＴＴを算出するＥＣＵ３０にて
達成される目標相対回転角演算手段と、前記相対回転角
演算手段で算出された相対回転角ＶＴと前記目標相対回
転角演算手段で算出された目標相対回転角ＶＴＴとの偏
差ＶＴＥＲに応じてバルブタイミング制御機構５０によ
りカムシャフト１５を相対回転するＥＣＵ３０にて達成
される相対回転角制御手段と、相対回転角ＶＴと目標相
対回転角ＶＴＴとの偏差ＶＴＥＲが変化しないときに
は、前記相対回転角制御手段におけるバルブタイミング
制御機構５０側への出力Ｄuty 値を偏差ＶＴＥＲが小さ
くなる方向に補正するＥＣＵ３０にて達成される出力値
補正手段とを具備するものである。

【００４０】したがって、相対回転角演算手段としての
ＥＣＵ３０で算出されたクランクシャフト１１の回転角
θ1 とカムシャフト１５の回転角θ2 との相対回転角Ｖ
Ｔと、目標相対回転角演算手段としてのＥＣＵ３０で算
出された内燃機関１０の運転状態に基づきクランクシャ
フト１１の回転角θ1 とカムシャフト１５の回転角θ2
との目標とする位相差である目標相対回転角ＶＴＴとの
偏差ＶＴＥＲが変化しないときには、その偏差ＶＴＥＲ
が小さくなる方向にＥＣＵ３０にて達成される相対回転
角制御手段におけるバルブタイミング制御機構５０への
出力Ｄuty 値が補正される。

【００４１】つまり、目標相対回転角ＶＴＴ及び相対回
転角ＶＴが遷移しており、その間に定常的な偏差ＶＴＥ
Ｒが存在しているときには、その偏差ＶＴＥＲが小さく
なる方向に出力Ｄuty 値が補正される。このため、偏差
ＶＴＥＲが徐々に減少され、バルブ自体の製造上のばら
つき等に影響されず内燃機関の吸気バルブのバルブタイ
ミングを正確に制御することができる。

【００４２】また、本実施例の内燃機関用バルブタイミ
ング制御装置は、ＥＣＵ３０にて達成される出力値補正
手段が、相対回転角ＶＴと目標相対回転角ＶＴＴとの偏
差ＶＴＥＲが所定期間変化しないとき、出力Ｄuty 値を
偏差ＶＴＥＲが小さくなる方向に補正するものである。

【００４３】したがって、相対回転角ＶＴと目標相対回
転角ＶＴＴとの偏差ＶＴＥＲが所定期間変化しないよう
な状況にあるときには、定常的なものであるとして出力
値補正手段で出力Ｄuty 値が補正され偏差ＶＴＥＲが小
さくされる。このため、バルブ自体の製造上のばらつき
等に影響されず内燃機関の吸気バルブのバルブタイミン
グを正確に制御することができる。

【００４４】〈実施例２〉図１０は本発明の実施の形態
の第２実施例にかかる内燃機関用バルブタイミング制御
装置で使用されているＥＣＵ３０のバルブ制御値演算の
処理手順を示すフローチャートである。なお、本実施例
にかかる内燃機関用バルブタイミング制御装置の構成は
上述の第１実施例における図１〜図６と同一であるため
その説明を省略する。

【００４５】図１０において、ステップＳ３０１で、各
種センサ信号としてクランクポジションセンサ２１の出
力信号θ1 及びカムポジションセンサ２２の出力信号θ
2 、内燃機関１０の運転状態を表す機関回転数、冷却水
温、スロットル開度等が読込まれる。次にステップＳ３
０２に移行して、ステップＳ３０１で読込まれたクラン
クポジションセンサ２１の出力信号θ1 及びカムポジシ
ョンセンサ２２の出力信号θ2 から相対回転角ＶＴ（＝
θ1 −θ2 ）が算出される。

【００４６】次にステップＳ３０３に移行して、ステッ
プＳ３０１で読込まれた内燃機関１０の運転状態を表す
各種センサ信号に基づき目標相対回転角ＶＴＴが算出さ
れる。次にステップＳ３０４に移行して、目標相対回転
角変化量ΔＶＴＴ（＝ＶＴＴ(i) −ＶＴＴ(i-1））が算
出される。次にステップＳ３０５に移行して、目標相対
回転角変化量ΔＶＴＴが所定値以上であるかが判定され
る。この所定値は、目標相対回転角変化量ΔＶＴＴの大
きさを判定する閾値であり、目標相対回転角ＶＴＴが大
きく変動していないときにはフィードバック補正値に対
する補正を実施しないようにするものである。ステップ
Ｓ３０５の判定条件が成立するときには、ステップＳ３
０６に移行し、相対回転角変化量ΔＶＴ（＝ＶＴ(i) −
ＶＴ(i-1））が算出される。

【００４７】次にステップＳ３０７に移行して、ステッ
プＳ３０４で算出された目標相対回転角変化量ΔＶＴＴ
とステップＳ３０６で算出された相対回転角変化量ΔＶ
Ｔとの偏差が所定値以下であるかが判定される。ステッ
プＳ３０７の判定条件が成立するときには、ステップＳ
３０８に移行し、目標相対回転角変化量ΔＶＴＴが見込
み偏差とされる。そして、ステップＳ３０９に移行し、
目標相対回転角ＶＴＴと相対回転角ＶＴとの偏差ＶＴＥ
Ｒ（＝ＶＴＴ−ＶＴ）に見込み偏差ΔＶＴＴが加算され
偏差ＶＴＥＲ〔＝（ＶＴＴ−ＶＴ）＋ΔＶＴＴ）〕が算
出される。一方、ステップＳ３０７の判定条件が成立し
ないときには、ステップＳ３１０に移行し、目標相対回
転角ＶＴＴと相対回転角ＶＴとの偏差ＶＴＥＲ（＝ＶＴ
Ｔ−ＶＴ）が算出される。

【００４８】ステップＳ３０５の判定条件が成立しない
とき、ステップＳ３０９またはステップＳ３１０の処理
ののち、ステップＳ３１１に移行し、フィードバック補
正値が、以下のように算出される。まず、ステップＳ３
０９またはステップＳ３１０で算出された偏差ＶＴＥＲ
に対して、比例項のフィードバックゲインＫp 及び水温
補正係数が乗算され比例補正項ＤＶＴＰ、その微分偏差
ＤＶＴＥＲに微分項のフィードバックゲインＫd 及び水
温補正係数が乗算され微分補正項ＤＶＴＤが算出され
る。そして、フィードバック補正値ＤＶＴＫ（＝ＤＶＴ
Ｐ＋ＤＶＴＤ）が算出される。次にステップＳ３１２に
移行して、出力Ｄuty 値が算出され本ルーチンを終了す
る。

【００４９】このように、本実施例の内燃機関用バルブ
タイミング制御装置は、ＥＣＵ３０にて達成される出力
値補正手段が、目標相対回転角ＶＴＴの変化割合である
目標相対回転角変化量ΔＶＴＴに応じて出力Ｄuty 値を
補正するものである。

【００５０】したがって、目標相対回転角ＶＴＴと相対
回転角ＶＴとの偏差が変化せず定常的な偏差が生じてい
るときには、目標相対回転角変化量ΔＶＴＴが見込み偏
差としてその偏差に加算され補正される。このように運
転状態に対応して補正された出力Ｄuty 値にて目標相対
回転角ＶＴＴと相対回転角ＶＴとの偏差が減少されるこ
とで、バルブ自体の製造上のばらつき等に影響されず内
燃機関の吸気バルブのバルブタイミングを正確に制御す
ることができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】 図１は本発明の実施の形態の第１実施例にか
かる内燃機関用バルブタイミング制御装置を適用したダ
ブルオーバヘッドカム式内燃機関とその周辺機器を示す
概略構成図である。

【図２】 図２は本発明の実施の形態の第１実施例にか
かる内燃機関用バルブタイミング制御装置を示す断面図
である。

【図３】 図３は図２のＡ−Ａ線に沿う断面図である。

【図４】 図４は図２のＢ−Ｂ線に沿う断面図である。

【図５】 図５は図３の一部拡大断面図である。

【図６】 図６は本発明の実施の形態の第１実施例にか
かる内燃機関用バルブタイミング制御装置で用いられて
いるスプールバルブによる油流れ方向の切替状態を示す
説明図である。

【図７】 図７は本発明の実施の形態の第１実施例にか
かる内燃機関用バルブタイミング制御装置で使用されて
いるＥＣＵにおけるバルブ制御値演算の処理手順を示す
フローチャートである。

【図８】 図８は本発明の実施の形態の第１実施例にか
かる内燃機関用バルブタイミング制御装置で使用されて
いるＥＣＵにおけるフィードバック補正値演算の処理手
順を示すフローチャートである。

【図９】 図９は本発明の実施の形態の第１実施例にか
かる内燃機関用バルブタイミング制御装置における相対
回転角算出を示す説明図である。

【図１０】 図１０は本発明の実施の形態の第２実施例
にかかる内燃機関用バルブタイミング制御装置で使用さ
れているＥＣＵにおけるバルブ制御値演算の処理手順を
示すフローチャートである。

【符号の説明】

１０ 内燃機関 １１ クランクシャフト（駆動軸） １２ チェーン １３ チェーンスプロケット １５ カムシャフト（従動軸） ２１ クランクポジションセンサ ２２ カムポジションセンサ ３０ ＥＣＵ（電子制御装置） ４０ スプールバルブ ４１ リニアソレノイド ５０ バルブタイミング制御機構

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 内燃機関の駆動軸から吸気バルブまたは
   排気バルブの少なくともいずれか一方を開閉する従動軸
   に駆動力を伝達する駆動力伝達系に設けられ、前記駆動
   軸または前記従動軸のいずれか一方を所定角度範囲内で
   相対回転自在なバルブタイミング制御機構と、 前記駆動軸の回転角を検出する駆動軸回転角検出手段
   と、 前記従動軸の回転角を検出する従動軸回転角検出手段
   と、 前記駆動軸回転角検出手段で検出された前記駆動軸の回
   転角と前記従動軸回転角検出手段で検出された前記従動
   軸の回転角との位相差である相対回転角を算出する相対
   回転角演算手段と、 前記内燃機関の運転状態に基づき前記駆動軸の回転角と
   前記従動軸の回転角との目標とする位相差である目標相
   対回転角を算出する目標相対回転角演算手段と、 前記相対回転角演算手段で算出された前記相対回転角と
   前記目標相対回転角演算手段で算出された前記目標相対
   回転角との偏差に応じて前記バルブタイミング制御機構
   により前記駆動軸または前記従動軸を相対回転する相対
   回転角制御手段と、 前記相対回転角と前記目標相対回転角との偏差が変化し
   ないときには、前記相対回転角制御手段における前記バ
   ルブタイミング制御機構側への出力値を前記偏差が小さ
   くなる方向に補正する出力値補正手段とを具備すること
   を特徴とする内燃機関用バルブタイミング制御装置。
2. 【請求項２】 前記出力値補正手段は、前記相対回転角
   と前記目標相対回転角との偏差が所定期間変化しないと
   き、前記出力値を前記偏差が小さくなる方向に補正する
   ことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関用バルブタ
   イミング制御装置。
3. 【請求項３】 前記出力値補正手段は、前記目標相対回
   転角の変化割合に応じて前記出力値を補正することを特
   徴とする請求項１に記載の内燃機関用バルブタイミング
   制御装置。