KR100674689B1 - 내연기관용 밸브 타이밍 콘트롤러 - Google Patents

내연기관용 밸브 타이밍 콘트롤러 Download PDF

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Abstract

본 발명에 따르면, 배기 밸브 캠샤프트(2)에 가해지는 토크, 상기 배기 밸브 캠샤프트의 회전 위상을 변화시키는 진각 스프링에 의해 가해지는 스프링력 및 작동 오일의 유압과 관련되는 물리적 모델을 반영하는 산술식을 사용하여(S206), 듀티 보정값(Hdvt)을 연산하는 기관의 밸브 타이밍을 제어하는 콘트롤러가 제공된다. 냉각수 온도가 80℃ 보다 낮은 경우, 상기 콘트롤러는 상기 듀티 보정값을 0 으로 설정한다(S208). 상기 기관의 모든 변동 팩터들을 반영하는 듀티 보정값(Hdvt)은, 대량의 데이터를 필요로 하는 맵을 이용하지 않고도 용이하게 얻어진다.

Description

내연기관용 밸브 타이밍 콘트롤러{VALVE TIMING CONTROLLER FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINE}
도 1은 본 발명의 제1실시예에 따른 밸브 타이밍 콘트롤러의 개략적인 사시도;
도 2는 배기 밸브(exhaust valves)용 가변 밸브 타이밍 메커니즘의 개략적인 단면도;
도 3은 OCV의 부분적인 절단도;
도 4는 흡기 밸브(intake valves)용 가변 밸브 타이밍 메커니즘의 개략적인 단면도;
도 5는 상기 제1실시예에 따른 제어 듀티 연산 프로세스(control duty calculation process)의 플로우차트; 및
도 6은 듀티 보정값(Hdvt) 연산 프로세스의 플로우차트이다.
본 출원은 본 명세서에서 그 전체 내용이 참고문헌으로 채택되고 있는, 2003년 11월 19일에 출원된 선출원 일본특허출원 제 2003-389337호를 기초로 하여 우선 권 주장한다.
본 발명은 작동 유체(operating fluid)의 압력을 제어하여 밸브의 작동 타이밍을 변화시키는, 내연기관용 밸브 타이밍 콘트롤러에 관한 것이다.
일본국 특개평 특허 공보 제 2001-317382호에는 종래의 유압 구동식 가변 밸브 타이밍 메커니즘(hydraulic drive variable valve timing mechanism)이 개시되어 있다. 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘은 내연기관의 크랭크샤프트(crankshaft)와 캠샤프트(camshaft) 사이에 배치되어 있다. 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘은 크랭크 각도(crank angle)에 대하여 밸브 캠샤프트의 회전 위상을 조정하도록 그 내부 압력 챔버의 압력을 제어한다. 이러한 방식으로, 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘은 밸브들의 작동 타이밍(밸브 타이밍)을 변화시킨다.
밸브 타이밍 제어에 있어서의 정확성 및 응답성(responsiveness)을 달성하기 위해서는, 목표 밸브 타이밍을 유지시키는 정확한 유지 제어값(correct holding control value)을 이용하는 것이 항상 중요하다.
하지만, 실제에서는, 상기 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크(torque)가 내연기관의 운전 상태에 따라 변동(fluctuate)된다. 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘에 배치되는, 스프링 메커니즘에 의하여 가해지는 스프링력은 상기 밸브 타이밍에 따라 변동된다. 또한, 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘을 구동시키기 위한 유압(hydraulic pressure)이 변동된다. 이러한 변동들은 상기 유지 제어값을 변화시킨다.
적절한 유지 제어값을 얻기 위하여, 이러한 개별적인 변동 팩터(fluctuation factor)들에 대응하는 보정값들은 전통적으로 밸브 타이밍, 기관 속도와, 수온 및 유압의 검출값들을 기초로 하여 연산된다. 그 후, 상기 보정값들은 상기 유지 제어값의 학습값(learned value)(상기 종래 기술에서는 유지 듀티비(holding duty ratio))에 부가되어, 적절한 유지 제어값을 산출하게 된다. 이러한 방식으로 연산된 유지 제어값은 가변 밸브 타이밍 메커니즘을 제어하는데 사용된다.
상기 학습값은 실제 유지 제어값을 검출하여 연산되는데, 이는 밸브 타이밍이 안정화되고, 상기 안정화된 상태 유지 제어값으로부터 보정값을 감산하면서 얻어진다. 상기 연산된 학습값은 이러한 방식으로 저장된다.
상기 개별적인 변동 팩터들에 대응하는 보정값들을 연산하기 위해서는, 이러한 변동 팩터들에 대하여 개별적으로 작성되는 맵들이 보통 이용된다. 밸브 타이밍 콘트롤러는, 수많은 변동 팩터들에 대응하는 대량의 데이터를 저장하기 위하여 메모리 용량이 큰 것이 필요하다.
또한, 상술된 유지 제어값의 변동 팩터들은 상기 유지 제어값에 개별적으로 반영될 수 있는 것이라기 보다는 오히려 서로 영향을 줄 수 있다. 특정 밸브 타이밍 제어 또는 소정 타입의 내연기관들은 이러한 변동 팩터들의 상호 영향들을 고려하여야만 할 것이다. 특히, 작동 오일(operating oil)과 같은 작동 유체의 소정 온도는, 여타의 변동 팩터들이 서로 상이하게 영향을 주도록 할 수도 있다. 따라서, 상기 맵들을 이용하여 개별적인 변동 팩터들로부터 각각 보정값들을 연산하고, 단순히 상기 보정값들을 학습값에 더하는 종래의 방법은, 고도로 정확한 유지 제어값을 산출하는 것을 실패할 수도 있다. 유지 제어값이 보다 덜 정확하면 밸브 타이밍 제어에 있어 문제점들이 야기될 수 있다.
이러한 변동 팩터들의 상호 영향들에 관련된 문제점들을 해결하기 위하여, 파라미터들로서 모든 변동 팩터들을 가지는 다차원 맵(multidimensional map)이 사용될 수도 있다. 상기 다차원 맵에 의하면, 상기 상호 영향들을 고려하는 보정값들이 연산된다. 하지만, 이 경우는 또 다른 복잡한 맵(complex map)이 작성되어야만 한다. 복잡한 맵을 작성하는 것은 막대한 노력들이 필요하다. 또한, 이러한 맵은, 각각의 타입의 가변 밸브 타이밍 메커니즘들과 각각의 타입의 기관에 대하여, 그리고 또한 각각의 상이한 가변 밸브 타이밍 메커니즘 및 각각의 상이한 기관 디자인에 대하여 작성되어야만 한다. 이것은 맵을 작성하는데 필요한 작업을 더욱 증가시킨다. 더욱이, 이러한 맵에 대한 대량의 데이터에 의하면, 실제 기관 제어 시스템에 설치되는 타이밍 콘트롤러에 있어서 메모리 용량이 클 것이 요구된다. 또한, 상기 밸브 타이밍 콘트롤러는 그 밸브 타이밍 제어에 있어서의 대량 연산들을 수반한다. 이는 밸브 타이밍 콘트롤러의 크기를 증가시키는 것이 불가피하다.
본 발명의 목적은, 수많은 맵 또는 복잡한 맵을 이용하지 않고도 실제 기관 전반에 걸친 바람직한 밸브 타이밍 제어를 실행하는 밸브 타이밍 콘트롤러를 제공하는 것이다.
본 발명의 일 형태는, 내연기관용 밸브 캠샤프트의 작동 타이밍을 변화시키는 가변 밸브 타이밍 메커니즘을 제어하기 위한 콘트롤러이다. 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘은, 작동 유체의 압력을 제어하여 크랭크 각도에 대하여 밸브 캠샤프 트의 회전 위상을 변화시킨다. 상기 콘트롤러는, 작동 유체의 압력 및 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크와 관련되는 물리적 모델(physical model)을 반영하는 산술식을 이용하여 보정값을 연산하기 위한 연산 수단(calculation means)을 포함한다. 상기 보정값은 회전 위상을 고정시키는 유지 제어값과 기준-상태(reference-state) 유지 제어값간의 차이이다. 상기 유지 제어값은, 작동 유체의 압력 및 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크로부터 연산된다. 상기 기준-상태 유지 제어값은 기준 토크 및 기준 압력으로부터 연산된다. 밸브 타이밍 제어 수단은, 상기 보정값과 사전설정된 제어 기준값의 합을 포함하는 업데이트된 유지 제어값을 생성한다. 상기 밸브 타이밍 제어 수단은 또한 상기 업데이트된 유지 제어값에 따라 밸브 타이밍을 제어한다.
본 발명의 또 다른 형태는, 내연기관용 밸브 캠샤프트의 작동 타이밍을 변화시키는 가변 밸브 타이밍 메커니즘을 제어하기 위한 콘트롤러이다. 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘은, 작동 유체의 압력을 제어하여 크랭크 각도에 대하여 밸브 캠샤프트의 회전 위상을 변화시킨다. 상기 콘트롤러는, 작동 유체의 압력, 회전 위상을 변화시키는 스프링력, 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크와 관련되는 물리적 모델을 반영하는 산술식을 사용하여 보정값을 연산하기 위한 연산 수단을 포함한다. 상기 보정값은 회전 위상을 고정시키는 유지 제어값과 기준-상태 유지 제어값간의 차이이다. 상기 유지 제어값은, 작동 유체의 압력, 회전 위상을 변화시키는 스프링력, 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크로부터 연산된다. 상기 기준-상태 유지 제어값은 기준 토크, 기준 스프링력 및 기준 압력으로부터 연산된다. 밸브 타이밍 제어 수단은 업데이트된 유지 제어값을 생성시키는데, 이는 보정값과 사전설정된 제어 기준값의 합을 포함하고, 상기 업데이트된 유지 제어값에 따라 밸브 타이밍을 제어한다.
본 발명의 여타의 형태들과 장점들은, 본 발명의 원리들을 예시의 방법을 통해 도시하는 첨부 도면들과 연계하여 취한 아래의 상세한 설명으로부터 명백해질 것이다.
본 발명은, 그 목적들과 장점들과 더불어, 첨부된 도면들과 함께 바람직한 실시예들의 다음과 같은 상세한 설명을 참조하여 가장 잘 이해될 수 있다.
아래에서는 본 발명의 제1실시예에 따른 밸브 타이밍 콘트롤러를 설명한다.
도 1은 본 발명의 제1실시예에 따른 밸브 타이밍 콘트롤러를 보여준다. 상기 밸브 타이밍 콘트롤러는 직렬식 4기통 가솔린 기관(inline four-cylinder gasoline engine)에 적용된다. 상기 기관은 4-밸브 기관이며, 이는 실린더 내의 2개의 흡기 밸브들과 2개의 배기 밸브들을 각각 구비한다. 4쌍(8개)의 배기 캠(exhaust cam; 4)들은 배기 밸브 캠샤프트(2) 상에 배치된다. 타원형의 고압 연료 펌프 캠(6)이 배기 밸브 캠샤프트(2) 상에 배치된다. 상기 고압 연료 펌프 캠(6)은 고압 연료 펌프(8)의 플런저(plunger)를 구동하기 위하여 배기 밸브 캠샤프트(2)와 함께 회전한다. 상기 플런저는 공급 펌프(도시되지 않음)로부터 공급되는 저압 연료를 고압 연료로 가압시킨다. 상기 고압 연료는 고압 연료 분배 튜브(high-pressure fuel distribution tube)(도시되지 않음)로 공급된다. 상기 고압 연료 분배 튜브는, 연료를 각각의 연소 챔버 내로 직접 분사시키기 위한 연료 분사 밸브로 상기 고압 연료를 분배시킨다. 상기 배기 캠(4)들의 캠 각도를 검출하는데 사용되는 로터 (rotor; 10)는 상기 배기 밸브 캠샤프트(2) 상에 배치된다. 배기 캠 위치 센서(12)는 상기 로터(10)의 회전 위상을 검출한다.
가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)은 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)의 원단부(distal end)에 배치된다. 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)은 타이밍 스프로켓(timing sprocket; 16)과 일체형으로 형성된 케이스(case; 14a)를 구비한다. 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)은 상기 배기 밸브 캠샤프트(2) 및 상기 타이밍 스프로켓(16)을 연결시킨다.
이하, 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)의 구조를 도 2를 참조하여 설명한다. 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)은 상기 케이스(14a) 및 베인 부재(vane member; 14b)를 포함한다. 상기 베인 부재(14b)는 샤프트 슬리브(shaft sleeve; 14c) 및 4개의 베인(14d)들을 포함한다. 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)의 원단부에 고정되는 샤프트 슬리브(14c)는 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)와 함께 회전한다. 상기 베인(14d)들은 상기 샤프트 슬리브(14c)로부터 반경 방향으로 연장되어 있다. 상기 베인(14d)들은 상기 케이스(14a) 내에 배치된다. 상기 케이스(14a) 내에 형성되는 유압식 챔버는, 상기 베인(14d)들에 의하여 진각측 가압 챔버(advancing side pressurizing chambers; 14e) 및 지각측 가압 챔버(retarding side pressurizing chambers; 14f)로 분할(partition)된다.
진각 스프링(advancing spring; 18)은 상기 케이스(14a)와 베인 부재(14b)를 연결시킨다. 수축(flex) 시, 상기 진각 스프링(18)은 스프링력을 가하는데, 이는 상기 베인 부재(14b)가 회전 방향으로 상기 케이스(14a)에 대해 상대적으로 회전하 도록 한다. 상기 진각 스프링(18)에 의해 가해지는 스프링력은, 상기 진각측, 즉 밸브 타이밍을 전진(advancing)시키는 측을 향해 상기 케이스(14a)에 대하여 상대적으로 배기 밸브 캠샤프트(2)를 회전시킨다. 크랭크샤프트(24)의 회전이 타이밍 스프로켓(16), 타이밍 체인(20) 및 타이밍 스프로켓(22)을 거쳐 상기 케이스(14a)로 전달되어, 상기 케이스(14a)가 상기 크랭크샤프트(24)의 회전과 동기되어 회전하게 된다. 작동 유체, 또는 작동 오일의 유압이 상기 진각측 가압 챔버(14e) 및 상기 지각측 가압 챔버(14f)들에 적용되지 않는 경우, 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)는 최진각 밸브 타이밍(most advanced valve timing)으로 상기 배기 밸브들을 작동시킨다.
도 3에 도시된 바와 같이, 상기 기관에 의해 구동되는 유압식 펌프(28)는 오일 팬(oil pan; 30)으로부터 작동 오일을 펌핑 업(pump up)시킨다. 상기 작동 오일은, 배기 밸브들과, 저널 베어링(journal bearing) 및 배기 밸브 캠샤프트(2)에 대한 오일 제어 밸브(OCV)(26)를 거쳐 각각의 진각측 가압 챔버(14e) 및 각각의 지각측 가압 챔버(14f)로 공급된다. 상기 배기 밸브(OCV)(26)는, 상기 진각측 가압 챔버(14e)들로 공급되는 작동 오일의 양과 상기 지각측 가압 챔버(14f)들로 공급되는 작동 오일의 양을 변화시켜, 상기 진각측 가압 챔버(14e)들에서의 작동 오일의 압력(유압)과 상기 지각측 가압 챔버(14f)들에서의 작동 오일의 압력(유압)간의 차이를 조정하게 된다. 상세하게는, 상기 배기 밸브(OCV)(26)는, 상기 배기 밸브 타이밍을 전진시키는 경우, 상기 진각측 가압 챔버(14e)들의 용적을 증가시키고 상기 지각측 가압 챔버(14f)의 용적을 감소시키도록 상기 베인(14d)들을 이동시킨다. 상 기 배기 밸브(OCV)(26)는, 상기 배기 밸브 타이밍을 지연(retarding)시키는 경우, 상기 지각측 가압 챔버(14f)들의 용적을 증가시키고 상기 진각측 가압 챔버(14e)의 용적을 감소시키도록 상기 베인(14d)들을 이동시킨다. 상기 배기 밸브(OCV)(26)는 상기 유압 차이를 조정하여, 상기 베인(14d)들이 움직이지 않는 상태로 유지되게, 즉 가압 챔버(14e, 14f)들의 용량들이 변화되지 않는 상태로 유지되어, 상기 밸브 타이밍이 목표 배기 밸브 타이밍으로 유지되도록 한다.
이하, 상기 배기 밸브(OCV)(26)를 상세히 설명한다. 도 3에 도시된 바와 같이, 상기 유압식 펌프(28)는 크랭크샤프트(24)의 회전으로 구동되고, 상기 오일 팬(30)으로부터 펌핑 업되어 오일 공급 통로(L1)를 거쳐 상기 배기 밸브(OCV)(26)으로 가압되는 작동 오일을 공급한다.
상기 제1실시예에서, 상기 배기 밸브(OCV)(26)는 5개의 포트들을 구비한 솔레노이드-작동 밸브(solenoid-operated valve)이다. 상기 오일 공급 통로(L1), 오일 배출 통로(L2), 진각측 오일 통로(L3) 및 지각측 오일 통로(L4)는 상기 배기 밸브(OCV)(26)의 포트들에 연결된다. 상기 오일 배출 통로(L2)는 상기 오일 팬(30)으로 다시 작동 오일을 배출시킨다. 상기 진각측 오일 통로(L3)는 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)의 진각측 가압 챔버(14e)들에 연결된다. 상기 지각측 오일 통로(L4)는 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)의 지각측 가압 챔버(14f)들에 연결된다.
상기 배기 밸브(OCV)(26)는, 스프링(26b)을 왕복운동시키는 스풀(spool; 26a) 및 전자기 솔레노이드(26c)를 포함한다. 상기 스프링(26b)은 당기는 방향으로 (도 3에서는 좌측을 향하여) 상기 스풀(26a) 상에 힘을 가한다. 상기 전자기 솔레노이드(26c)는 상기 스풀(26a)을 구동 신호에 따르는 전자기력에 의하여 도 3에서 우측으로 흡인(attract)시킨다. 상기 배기 밸브(OCV)(26) 내의 스풀(26a)의 위치는, 상기 스프링(26b)에 의해 가해지는 힘과 상기 전자기 솔레노이드(26c)에 의해 생성되는 전자기력간의 평형(balance)에 의해 결정된다. 상기 전자기 솔레노이드(26c)으로 제공되는 구동 신호는 가변 제어 듀티를 가진다. 상기 스풀(26a)의 움직임은 연결된 포트들, 즉 상기 배기 밸브(OCV)(26) 내에서의 오일 통로들간의 연결부를 변화시킨다.
상기 진각측 가압 챔버(14e)들에 연결되는 진각측 오일 통로(L3)는, 상기 스풀(26a)의 위치에 따라 상기 오일 공급 통로(L1) 또는 상기 오일 배출 통로(L2)에 연결된다. 상기 진각측 오일 통로(L3)가 상기 오일 공급 통로(L1)에 연결되는 경우에는, 작동 오일이 상기 진각측 가압 챔버(14e)들에 공급되어 상기 진각측 가압 챔버(14e)들 내의 유압을 증가시키게 된다. 상기 진각측 오일 통로(L3)가 상기 오일 배출 통로(L2)에 연결되는 경우에는, 작동 오일이 상기 진각측 가압 챔버(14e)들로부터 배출되어 상기 진각측 가압 챔버(14e)들 내의 유압을 감소시키게 된다.
상기 지각측 가압 챔버(14f)들에 연결되는 지각측 오일 통로(L4)는, 상기 스풀(26a)의 위치에 따라 상기 오일 공급 통로(L1) 또는 상기 오일 배출 통로(L2)에 연결된다. 상기 지각측 오일 통로(L4)가 상기 오일 공급 통로(L1)에 연결되는 경우에는, 작동 오일이 상기 지각측 가압 챔버(14f)들에 공급되어 상기 지각측 가압 챔버(14f)들 내의 유압을 증가시키게 된다. 상기 지각측 오일 통로(L4)가 상기 오일 배출 통로(L2)에 연결되는 경우에는, 작동 오일이 상기 지각측 가압 챔버(14f)들로부터 배출되어 상기 진각측 가압 챔버(14f)들 내의 유압을 감소시키게 된다.
상기 오일 통로들간의 연결량(유로 면적(flow passage area))은 상기 스풀(26a)의 위치에 따라 변한다. 흐름 면적의 조정은 상기 진각측 가압 챔버(14e) 및 상기 지각측 가압 챔버(14f)들로의/로부터의 작동 오일의 공급량 및 배출량을 조정한다. 상기 제1실시예에서는, 작동 오일의 공급량 또는 배출량이 조정되어 상기 진각측 가압 챔버(14e)들의 유압에 대한 상기 지각측 가압 챔버(14f)들의 유압의 비율이, 상기 전자기 솔레노이드(26c)로 제공되는 구동 신호의 제어 듀티가 감소됨에 따라 증가하게 된다. 상기 전자기 솔레노이드(26c)로 제공되는 구동 신호의 제어 듀티에 따라, 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)은 상기 크랭크 각도에 대하여 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)의 회전 위상을 조정한다. 이러한 구조는 배기 밸브 타이밍이 소정의 범위 내에서 자유롭게 조정되도록 할 수 있다.
상기 기관은 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)와 병렬로 배치되는 흡기 밸브 캠샤프트(32)를 포함한다. 상기 흡기 밸브 캠샤프트(32)는 4쌍(8개)의 흡기 캠(intake cam; 34)들을 포함한다. 가변 밸브 타이밍 메커니즘(44)은 상기 흡기 밸브 캠샤프트(32)의 원단부에 배치된다. 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(44)은 타이밍 스프로켓(46)과 일체형으로 형성된 케이스(44a)를 구비한다. 다시 말해, 상기 흡기 밸브 캠샤프트(32) 및 상기 타이밍 스프로켓(46)은 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(44)에 의해 연결된다.
이하, 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(44)은 도 4를 참조하여 설명한다. 상 기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(44)은 케이스(44a) 및 베인 부재(44b)를 포함한다. 상기 베인 부재(44b)는 샤프트 슬리브(44c) 및 3개의 베인(44d)들을 포함한다. 상기 샤프트 슬리브(44c)는 상기 흡기 밸브 캠샤프트(32)의 원단부에 고정되어 상기 흡기 밸브 캠샤프트(32)와 함께 회전한다. 상기 베인(44d)들은 상기 샤프트 슬리브(44c)로부터 반경 방향으로 연장되어 있다. 상기 베인(44d)들은 상기 케이스(44a) 내에 배치되어 있다. 상기 케이스(44a) 내에 형성되는 유압식 챔버는, 상기 베인(44d)들에 의하여 진각측 가압 챔버(44e)들과 지각측 가압 챔버(44f)들로 분할된다.
상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(44)은 흡기 밸브용 OCV(56)를 포함하는데, 이는 상술된 배기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)의 배기 밸브(OCV)(26)와 동일한 구조를 가진다. 상기 흡기 밸브(OCV)(56)는, 상기 배기 밸브(OCV)(26)와 동일한 방식으로 상기 진각측 가압 챔버(44e)들의 유압과 상기 지각측 가압 챔버(44f)들의 유압을 조정한다. 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(44)은, 흡기 밸브(OCV)(56) 내에 포함된 전자기 솔레노이드에 제공되는 구동 신호의 제어 듀티에 따라 크랭크 각도에 대하여 상기 흡기 밸브 캠샤프트(32)의 회전 위상을 조정한다. 이러한 구조는 상기 흡기 밸브 타이밍이 소정 범위 내에서 자유롭게 조정되도록 하는 것이 가능하다.
상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(44)은, 상기 배기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14) 내에 포함되는 진각 스프링(18)에 대응하는 부재를 포함하지 않는다. 또한, 상기 흡기 밸브 캠샤프트(32)는 상기 고압 연료 펌프 캠(6)에 대응하는 부재를 포 함하지 않는다.
상기 흡기 밸브 캠샤프트(32) 상에서는, 상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(44)보다 상기 캠샤프트(32)의 원단부에 근접한 위치에 로터(40)가 배치된다. 상기 로터(40)는 상기 흡기 밸브 캠샤프트(32)와 일체형으로 회전한다. 흡기 캠 위치 센서(42)는 상기 로터(40)의 회전 각도를 검출한다. 상기 로터(40)의 회전 각도는 상기 흡기 밸브 캠샤프트(32)의 회전 위상, 즉 상기 흡기 캠(34)들의 캠 각도에 대응한다.
전자 제어 유닛(ECU)(60)은 상기 OCV(26, 56)의 전자기 솔레노이드들에 제공되는 구동 신호들의 듀티를 제어한다. 상기 ECU(60)에는 상기 배기 캠 위치 센서(12) 및 상기 흡기 캠 위치 센서(42)로부터의 캠 각도 신호들이 제공된다. 상기 ECU(60)에는 상기 캠샤프트(24) 상에 배치된 로터(24a)의 회전(즉, 기관 속도 ene)을 검출하는 기관 속도 센서(24b)로부터의 기관 속도 신호가 제공된다. 또한, 상기 ECU(60)에는 가속기 감압량 센서(accelerator depression amount sensor; 62) 및 냉각수 온도 센서(64)와 같은 센서들로부터의 가속기 감압량 및 냉각수 온도(ethw)를 나타내는 신호들과 같은 다양한 신호들이 제공된다. 이러한 검출 신호들을 토대로, 상기 ECU(60)는 상기 OCV(26, 56), 고압 연료 펌프(8) 및 연료 분사 밸브를 제어한다.
다음으로, 상기 배기 밸브 타이밍 제어를 설명한다. 도 5는 배기 밸브들의 밸브 타이밍 제어의 일 예로서, 피드백 제어(feedback control)인 제어 듀티 연산 프로세스의 플로우차트이다. 상기 ECU(60)는 이러한 프로세스를 정기 사이클(timed cycles)에서 반복적으로 실행한다.
우선, 상기 ECU(60)는 상기 기관 속도 센서(24b)의 검출 신호의 검출 타이밍과 상기 배기 캠 위치 센서(12)의 검출 신호의 검출 타이밍간의 관계로부터 상기 배기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)의 실제 위상(evt)을 연산한다. 상기 ECU(60)는 상기 기관 속도 센서(24b)의 검출 신호로부터 기관 속도(ene)를 연산하고, 가속기 감압량으로부터 기관 부하(또는 연료 분사량)를 연산한다. 상기 ECU(60)는 상기 기관 속도(ene) 및 상기 기관 부하로부터 상기 기관의 현재 운전 상태를 검출한다. 상기 ECU(60)는, 실험들을 통해 얻어진 맵을 기초로 하여 상기 기관의 현재 운전 상태에 적합한 목표 밸브 타이밍에 대응하는 목표 위상(VTt)을 연산한다. 상기 ECU(60)는, 상기 ECU(60)의 메모리 작업 영역으로의 연산된 실제 위상(evt) 및 연산된 목표 위상(VTt)을 판독한다(S102).
상기 ECU(60)는 상기 목표 위상(VTt)과 실제 위상(evt)간의 차이(△VT)(즉, VTt-evt)를 연산한다(S104). 상기 ECU(60)는 아래에 주어진 수학식 1을 이용하여 상기 차이(△VT)에 따른 제어 듀티(DVT)를 연산한다.
DVT←KP·△VT+KD·d△VT/dt+Gdvtb+Hdvt
상기 수학식에서, d△VT/dt는 상기 차이(△VT)의 도함수 값이고, KP는 피드백 비례 이득(feedback proportional gain), KD는 피드백 도함수 이득, Gdvtb는 유지 듀티 학습값 및 Hdvt는 듀티 보정값이다. 상기 유지 듀티 학습값(Gdvtb) 및 상기 듀티 보정값(Hdvt)은 듀티 보정값(Hdvt) 연산 프로세스를 통해 연산되고, 이는 후술된다.
상기 ECU(60)는 상기 연산된 제어 듀티(DVT)에 대응하는 듀티를 갖는 구동 신호를 배기 밸브(OCV)(26)에 제공한다. 그런 다음, 피드백 제어가 실행되어 상기 배기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)에서의 상기 진각측 가압 챔버(14e)들 내의 유압 및 상기 지각측 가압 챔버(14f)들 내의 유압이 조정됨으로써, 상기 배기 밸브들의 실제 위상(evt)이 그 목표 위상(VTt)으로 접근하도록 한다. 즉, 상기 배기 밸브 타이밍을 그 목표 밸브 타이밍으로 접근하도록 한다.
이하, 도 6을 참조하여 상기 유지 듀티 학습값(Gdvtb) 및 듀티 보정값(Hdvt)을 연산하는 프로세스를 설명한다. 이러한 프로세스는 정기 사이클에서 반복적으로 실행된다.
상기 프로세스가 개시되면, 상기 ECU(60)는 냉각수 온도(ethw), 기관 속도(ene), 배기 밸브들의 실제 위상(evt) 및 그 메모리 작업 영역으로의 고압 연료 펌프(8)의 펌프 부하(epduty)를 판독한다(S202). 상기 펌프 부하(epduty)는 상기 ECU(60)로부터 상기 고압 연료 펌프(8)로 제공되는 구동 신호의 듀티 제어값이다. 상기 고압 연료 펌프(8)는 상기 펌프 부하(epduty)에 대응하는 연료량을 상기 고압 연료 분배 튜브로 공급한다.
상기 ECU(60)는 상기 냉각수 온도(ethw)가 (저온 판정값에 대응하는) 80℃ 보다 낮지 않은 지의 여부를 판정한다(S204). 상기 듀티 보정값(Hdvt)의 연산 프로세스는, 상기 냉각수 온도(ethw)가 80℃ 보다 낮거나 상기 냉각수 온도(ethw)가 80℃ 보다 낮지 않은 지의 여부에 따라 상이한 절차를 가진다. 이는 다음과 같은 이 유들에 기인한다. 상기 냉각수 온도(ethw)가 80℃ 보다 낮은 경우에는, 상기 유압식 펌프(28)로부터 작동 오일을 공급하는 통로 외부로 누설(leak)되는 작동 오일량이 비교적 적다. 따라서, 상기 배기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)에 가해지는 유압은 높다. 이 경우, 상기 유압 이외의 팩터들은 단지 유지 제어값에 대해 거의 영향을 끼치지 않는데, 이는 후술된다.
ethw ≥ 80℃ 가 만족하는 경우(S204에서 YES인 경우), 상기 ECU(60)는 아래에 주어진 수학식 2를 이용하여 듀티 보정값(Hdvt)을 연산한다.
Hdvt←A·(1/ene-1/NEB)+B·(evt-VTB)+K·(epduty-TPB)
상기 수학식에서, 계수 A, B, K는 괄호 안의 연산된 값들을 듀티값(%)들로 변환하는데 사용되고, 상기 제1실시예에서는 상수들이다. 또한, NEB는 기준 기관 속도, VTB는 기준 위상, TPB는 기준값이고, 이들은 각각 자유롭게 설정된 기준 상태들을 표현하는 상수들이다. 수학식 2는 간단한 물리적 모델을 기술한다.
수학식 2의 우변의 일부분, 즉 "A/ene+B·evt+K·epduty"는 유지 제어값에 대응하는데, 이는 상기 배기 밸브들의 실제 위상(evt)을 실제로 유지하기 위하여 상기 배기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)에 의해 사용되는 제어 듀티이다. 또한, 수학식 2의 우변의 일부분, 즉 "A/NEB+B·VTB+K·TPB"는 기준-상태 유지 제어값에 대응하며, 이는 상기 기준 위상(VTB)을 기준 상태로 유지하는데 사용되는 제어 듀티이다. 이러한 방식으로, 수학식 2는 상기 듀티 보정값(Hdvt)이 상기 실제 위상(evt)을 유지시키는 유지 제어값과 상기 기준-상태 유지 제어값간의 차이값으로 연 산된다는 것을 나타낸다.
상기 수학식 2에서는, 상기 기관 속도 센서(24b)의 검출값을 직접 이용하는 것보다는 오히려 짧은 변동(short fluctuation)들로부터의 영향을 줄이도록 가중 평균(weighted mean)으로서 상기 연산을 통해 얻어진 값을 기관 속도(ene)로 사용하는 것이 바람직하다. 동일한 내용이 상기 배기 밸브들의 실제 위상(evt)에 적용된다. 상기 기관 속도 센서(24b) 및 상기 배기 캠 위치 센서(12)의 검출값들로부터 도출된 값을 직접 이용하는 것보다는 오히려 짧은 변동들로부터의 영향을 줄이도록 가중 평균으로서 상기 연산을 통해 얻어진 값을 실제 위상(evt)으로 사용하는 것이 바람직하다.
동일한 내용은 또한 펌프 부하(epduty)에도 적용된다. 펌프 부하(epduty)로서, 상기 고압 연료 펌프(8)로부터 분사되는 연료량에 대응하는 값이 직접 사용되지 않고, 짧은 변동들로부터의 영향을 줄이도록 가중 평균으로서 상기 연산을 통해 얻어진 값이 사용된다. 상기 고압 연료 펌프(8)로부터 분사된 연료량은 상기 기관 부하가 증가함에 따라 더욱 변동된다. 따라서, 상기 기관 부하가 증가함에 따라 짧은 변동들로부터의 영향을 더욱 줄이도록 얻어진 이러한 값을 펌프 부하(epduty)로 사용하는 것이 바람직하다.
ethw < 80℃ 가 만족하는 경우(S204에서 NO인 경우), 상기 유압 이외의 팩터들은 상기 유지 제어값에 거의 영향을 미치지 않는다. 따라서, 상기 ECU(60)는 상기 듀티 보정값(Hdvt)을 0%로 설정한다(S208).
상기 듀티 보정값(Hdvt)이 단계 S206 또는 S208에서 연산되는 경우, 상기 ECU(60)는 학습값 업데이트 조건이 만족하는 지의 여부를 판정한다(S210). 상기 학습값 업데이트 조건이 만족하는 지의 여부를 판정하기 위하여 다음과 같은 조건들이 사용된다.
(1) 목표 위상(VTt)과 실제 위상(evt)간의 차이의 절대값 ｜VTt-evt｜은 충분히 작다. 다시 말해, 상기 실제 위상(evt)은 상기 목표 위상(VTt)과 거의 일치(수렴)한다.
(2) 상기 실제 위상(evt)의 변동량 및 상기 제어 듀티(DVT)의 변동량은 정해진 주기(fixed period) 동안 충분히 작은 상태로 유지된다.
이러한 2가지 조건들이 만족하는 경우, 상기 ECU(60)는 상기 학습값 업데이트 조건이 만족된 것으로 판정한다.
상기 학습값 업데이트 조건이 만족하지 않는 경우(S210에서 NO인 경우), 상기 ECU(60)는 상기 유지 듀티 학습값(Gdvtb)을 업데이트하지 않고 상기 프로세스를 끝낸다. 상기 학습값 업데이트 조건이 만족된 경우(S210에서 YES인 경우), 상기 ECU(60)는 아래에 주어진 수학식 3을 이용하여 (제어 기준값 및 학습값에 대응하는) 상기 유지 듀티 학습값(Gdvtb)을 업데이트한다.
Gdvtb←DVT-Hdvt
상기 학습값 업데이트 조건이 만족되는 경우에 얻어진 제어 듀티(DVT)는 상기 기관의 현재 운전 상태에서의 실제 유지 제어값이다. 상기 듀티 보정값(Hdvt)은 상기 기관 운전 상태에 따라 상기 유지 제어값의 변동량에 대응한다. 따라서, 상기 듀티 보정값(Hdvt)을 상기 제어 듀티(DVT)로부터 감산함으로써 상기 유지 듀티 학습값(Gdvtb)을 산출하는데, 이는 상기 기관 운전 상태에 따르지 않는 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)에 의해 사용되는 기본적인 유지 제어값의 레벨을 나타낸다.
이러한 방식으로, 상기 듀티 보정값(Hdvt)이 연산되고, 상기 유지 듀티 학습값(Gdvtb)이 업데이트된다. 상기 학습값이 업데이트되면, 제어 듀티 연산 프로세스(도 5)의 피드백 연산(수학식 1)에서 상기 유지 듀티 학습값(Gdvtb)과 상기 듀티 보정값(Hdvt)의 합("Gdvtb+Hdvt")으로 적절한 유지 제어값이 설정된다. 이러한 방식으로, 적절한 제어 듀티(DVT)가 언제나 연산된다. 적절한 유지 제어값이, 도 5에 도시된 피드백 제어에서 뿐만 아니라, 오픈 루프 제어(open loop control)와 같은 여타의 경우들에서도 "Gdvtb+Hdvt"의 값으로 설정된다. 이러한 방식으로, 적절한 제어 듀티가 언제나 연산된다.
아래에 수학식 2로 기술된 간단한 물리적 모델을 설명한다. 상기 배기 밸브(OCV)(26)가 상기 실제 위상(evt)을 고정된 상태로 유지하도록 할 수 있는 유지 제어값은 다음과 같은 팩터들로 인하여 변동된다.
[기관 속도] 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)에 가해지는 부하 토크는 기관 속도(ene)에 따라 변동된다. 상기 유지 제어값은 부하 토크에 따라 변동된다. 또한, 상기 기관에 의해 구동되는 유압 펌프(28)에 의하여 발생되는 유압은, 상기 기관 속도(ene)가 증가함에 따라 증가한다. 이것은 상기 유지 제어값의 변동 범위를 감소시킨다.
[스프링력] 상기 진각 스프링(18)에 의해 가해지는 스프링력은 실제 위상 (evt)에 따라 변동된다. 상기 유지 제어값은 상기 스프링력에 따라 변동된다.
[고압 연료 펌프의 부하] 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)에 가해지는 부하 토크는 상기 고압 연료 펌프(8)의 부하에서의 변동에 따라 변동된다. 상기 유지 제어값은 상기 부하 토크에 따라 변동된다.
[연료 압력] 상기 배기 밸브측으로부터 배기 캠(4)들을 거쳐 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)에 가해지는 부하 토크는, 연소 챔버의 연소 압력에서의 변동에 따라 변동된다. 상기 유지 제어값은 상기 부하 토크에 따라 변동된다.
[유압] 냉각수 온도(ethw)에 대응하는 작동 오일 온도는, 상기 냉각수 온도(ethw)가 80℃ 보다 낮은 경우에 비교적 낮다. 이 경우, 유압은 높다. 보다 높은 유압은 상기 유지 제어값의 변동 범위를 크게 감소시킨다.
상기 냉각수 온도(ethw)와 관련된 유압 팩터는, 듀티 보정값(Hdvt) 연산 프로세스에서의 단계 S204가 음(negative)의 판정을 하는 경우, 상기 듀티 보정값(Hdvt)을 0(zero) 으로 설정하기 위한 프로세스에 의해 반영된다(도 6). 상기 듀티 보정값(Hdvt)을 0 으로 설정하는 것은 수학식 2에서의 A=B=K=0 과 등가이다.
또한, 상기 기관 속도 팩터는 상기 항 A·(1/ene-1/NEB)에 의해 반영되며, 상기 스프링력 팩터는 상기 항 B·(evt-VTB)에 의해 반영된다.
상기 고압 연료 펌프 부하 팩터 및 상기 연소 압력 팩터는 함께 상기 항 K·(epduty-TPB)에 의해 반영된다. 상기 고압 연료 펌프 부하 팩터 및 상기 연소 압력 팩터를 별도로 분리하여 놓기 위하여, 상기 고압 연료 펌프 부하 팩터는 상기 수학식 C·(epduty-PDB)에 의해 반영되고, 상기 연소 압력 팩터는 상기 수학식 D· (ewp-WPB)에 의해 반영된다. 상기 계수 C 및 D는 상기 괄호 안의 연산된 값들을 듀티값(%)들로 변환하는데 사용되고, 상기 제1실시예에서는 상수들이다. 상기 수학식들에서, ewp는 실제 연소 압력이고, PDB는 자유롭게 설정된 기준 펌프 부하(상수)이며, WPB는 자유롭게 설정된 내연기관의 기준 연소 압력(상수)이다. 상기 듀티 보정값(Hdvt)은 아래에 주어진 수학식 4를 이용하여 연산된다.
Hdvt←A·(1/ene-1/NEB)+B·(evt-VTB)+C·(epduty-PDB)+D·(ewp-WPB)
상기 펌프 부하(epduty)는 또한 상기 연소 챔버 내에서 연소된 연료량에 대응한다. 이것은 상기 펌프 부하(epduty)도 상기 연소 압력(ewp)을 반영하는 값이라는 것을 의미한다. 따라서, 상기 연소 압력(ewp)을 상기 펌프 부하(epduty)로 대체함으로써, 상기 항 C·(epduty-PDB) 및 D·(ewp-WPB)이 하나의 항 K·(epduty-TPB)으로 결합되도록 할 수 있게 된다. 이러한 결과는 수학식 2를 설정한다.
상기 냉각수 온도(ethw)가 80℃ 보다 낮지 않은 경우의 간단한 물리적 모델로서의 수학식 2의 적합성(appropriateness)과, 또한 상기 냉각수 온도(ethw)가 80℃ 보다 낮은 경우에 Hdvt=0 으로 설정하는 적합성이 실험들을 통하여 확인되었다.
상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(44)에서의 흡기 밸브들의 밸브 타이밍 제어에 있어서는, 상기 스프링력 팩터, 상기 고압 연료 펌프 부하 팩터 및 상기 연소 압력 팩터가 소거되고, 상기 기관 속도 팩터로 인한 유지 제어값의 변동 범위가 작다. 따라서, 상기 흡기 밸브들의 밸브 타이밍 제어는, 수학식 2에 대응하는 연산이 실행되지 않고 상기 듀티 보정값(Hdvt)이 항상 0 으로 설정된다는 점을 제외하고 는, 상기 제어 듀티 연산 프로세스(도 5) 및 상기 듀티 보정값(Hdvt) 연산 프로세스(도 6)와 동일한 프로세스들에 의해 실행된다.
단계 S206은 보정값 연산 프로세스라 할 수도 있다. "Gdvtb+Hdvt"를 이용하는 단계 S106은 밸브 타이밍 제어 프로세스라 할 수도 있다. 단계 S212는 학습 프로세스라 할 수도 있다. 상기 ECU(60)는 보정값을 연산하기 위한 수단과, 밸브 타이밍을 제어하기 위한 수단 및 학습 수단으로서의 기능을 한다.
상기 제1실시예는 아래에 기술한 장점들을 가진다.
(i) 상기 듀티 보정값(Hdvt)은 상기 실제 유지 제어값과 상기 기준-상태 유지 제어값간의 차이에 대응한다. 상기 2개의 유지 제어값들은, 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)에 의해 수용되는 토크, 상기 회전 위상을 변화시키는 진각 스프링(18)에 의해 가해지는 스프링력 및 상기 작동 오일의 유압과 관련된 물리적 모델을 기술하는 수학식 2를 이용하여 연산된다.
따라서, 수많은 팩터들이 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)에 의해 수용되는 토크, 상기 회전 위상을 변화시키는 스프링력 및 상기 작동 오일의 유압에 기여하더라도, 상기 변동 팩터들 모두의 상태들을 반영하는 듀티 보정값(Hdvt)은, 파라미터들로서 이러한 변동 팩터들을 개별적으로 구비한 수많은 맵들의 이용을 필요로 하지 않으면서도 용이하게 연산된다.
특히, 여타의 팩터들에 대한 유압의 영향이 밸브 타이밍 제어에 반영된다. 상세하게는, 냉각수 온도(ethw)가 비교적 낮고 유압이 높은 경우, 상기 듀티 보정값(Hdvt)이 0 으로 설정된다. 따라서, 상기 변동 팩터들의 상호 영향들을 고려하는 듀티 보정값(Hdvt)은, 사용될 파라미터들로서 모든 변동 팩터들을 구비한 다차원 맵을 필요로 하지 않고도 용이하게 연산된다.
상기 제어 듀티 연산 프로세스(도 5)에서의 단계 S106은 실질적으로 상기 듀티 보정값(Hdvt)과 상기 제어 기준값(유지 듀티 학습값(Gdvtb))의 합을 연산한다. 상기 기관 운전 상태에 따른 고도로 정확한 유지 제어값(Gdvtb+Hdvt)을 이용함으로써, 사용될 복잡한 맵을 필요로 하지 않으면서도, 바람직한 밸브 타이밍 제어가 실제 기관에서 실행되도록 할 수 있다.
(ii) 상기 고압 연료 펌프(8)의 부하는 상기 기관의 운전 상태에 따라 크게 변동된다. 이러한 관점에서, 상기 펌프 부하의 짧은 변동들을 줄이기 위한 프로세스로부터 얻어지는 값이 상기 펌프 부하(epduty)로 사용된다. 이는 상기 밸브 타이밍 제어에서의 안정성을 보장한다. 이러한 짧은 변동들을 줄이는 정도는 상기 기관 부하에 따라 조정된다. 이것은 이러한 변동들이 적절하게 줄어들도록 할 수 있고, 상기 밸브 타이밍 제어에서의 응답성 및 안정성을 개선시킨다.
(iii) 상기 밸브 타이밍 제어가 안정화되면서 얻어지는 유지 제어값에 대응하는 상기 제어 듀티(DVT)로부터 상기 듀티 보정값(Hdvt)을 감산하여 얻어지는 값이 상기 유지 듀티 학습값(Gdvtb)으로 저장된다. 따라서, 기관 운전 상태 등에 의해 덜 영향을 받는 경향이 있는 값이 유지 듀티 학습값(Gdvtb)으로 학습된다. 따라서, 상기 유지 듀티 학습값(Gdvtb)에 대한 값을 학습하기 위한 기회들이 더욱 줄어들더라도, 유지 듀티 학습값(Gdvtb)으로 고도로 정확한 학습값이 언제나 유지된다. 이것은 바람직한 밸브 타이밍 제어가 실제 기관에서 실행되도록 할 수 있다.
이하, 본 발명의 제2실시예에 따른 밸브 타이밍 콘트롤러를 설명한다.
제2실시예에서, 듀티 보정값(Hdvt)은, 상기 듀티 보정값(Hdvt) 연산 프로세스(도 6)의 단계 S206에서의 수학식 2를 이용하는 대신에 아래에 주어진 수학식 5를 이용하여 연산된다. 상기 제2실시예에서의 밸브 타이밍 콘트롤러의 나머지 구조는 상기 제1실시예와 동일하다. 상기 제2실시예를 도 1 내지 도 6을 참조하여 설명한다.
Hdvt←(P·evt+Q-R·epduty-W·ewp-N)/(L·J·T·ene)-(P·VTB+Q-R·PDB-W·WPB-N)/(L·J·T·NEB)
상기 수학식에서, P는 진각 스프링(18)의 스프링 상수이고, Q는 상기 진각 스프링(18)에 의해 가해지는 스프링력의 오프셋(offset) 값이며, R은 상기 고압 연료 펌프(8)의 단위 부하 당 생성되는 캠 토크이고, W는 상기 기관의 단위 연소 압력 당 생성되는 캠 토크이며, N은 상기 캠 토크의 오프셋 값이고, L은 상기 배기 밸브(OCV)(26)에 의해 실행되는 유압 제어에서의 특성값(characteristic value)이며, J는 크랭크샤프트의 단위 회전 당 유압 감도(기관 속도)이고, T는 작동 유체의 순 압력 당 토크이며, 이는 단위 작동 유체량 마다 생성되고 진각측 가압 챔버(14e)들의 유압과 지각측 가압 챔버(14f)들의 유압간의 차이이다. 여타의 부호들에 대해서는, 상기 제1실시예에 주어진 설명을 참조한다.
아래에는 수학식 5가 어떻게 도출되는 지를 설명한다.
우선, 상기 배기 밸브(OCV)(26)가 실질적으로 유압 제어를 실행하도록 할 수 있는 제어 듀티(DUTY)의 상기 범위(예컨대, 30 내지 70%)에 있어서는, 상기 배기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)의 상기 진각측 가압 챔버(14e)들과 상기 지각측 가압 챔버(14f)들간의 유압 차이(△Po)가 아래에 주어진 수학식 6으로 표현된다.
△Po=L·(DUTY-50)·Po
상기 수학식에서, Po는 작동 오일의 유압이며 Po=J·ene로 표현된다. 따라서, 상기 유압 차이 △Po는 아래에 주어지는 수학식 6이 변환된 수학식 7로 표현된다.
△Po=L·(DUTY-50)·J·ene=L·J·(DUTY-50)·ene
상기 제어 듀티(DUTY)는, 아래에 주어지는 수학식 7이 변환된 수학식 8로 표현된다.
DUTY=△Po/L·J·ene+50
상기 배기 밸브 캠샤프트(2)에서의 전체 캠 토크(Tqc)는 아래에 주어진 수학식 9로 표현된다.
Tqc=M·ene+R·epduty+W·ewp+N
상기 수학식에서, M은 크랭크샤프트의 단위 회전 당 캠 토크 감도이다(기관 속도).
상기 밸브 타이밍(회전 위상)을 유지하는데 필요한 유압 차이 △Px는 아래에 주어진 수학식 10으로 표현된다.
△Px=(F-Tqc)/T
상기 수학식에서, F는 진각 스프링(18)에 의해 가해지는 스프링력으로서, P·evt+Q 로 표현된다. 따라서, 상기 유지 듀티(Hduty)는 아래에 주어진 수학식 11로 표현된다.
Hduty=△Px/L·J·ene+50=(P·evt+Q-M·ene-R·epduty-W·ewp-N)/L·J·T·ene+50=(P·evt+Q-R·epduty-W·ewp-N)/L·J·T·ene-M/L·J·T+50
기준 상태에서의 유지 듀티인 기준-상태 유지 듀티(HdutyB)는 아래에 주어진 수학식 12로 표현된다.
HdutyB=(P·VTB+Q-R·PDB-W·WPB-N)/L·J·T·NEB-M/L·J·T+50
수학식 11에서의 유지 듀티(Hduty)와 수학식 12에서의 기준-상태 유지 듀티(HdutyB)간의 차이는 듀티 보정값(Hdvt)에 대응한다. 따라서, 상기 듀티 보정값(Hdvt)은 아래에 주어진 수학식 13을 이용하여 연산된다.
Hdvt=(P·evt+Q-R·epduty-W·ewp-N)/L·J·T·ene-M/L·J·T+50-{(P·VTB+Q-R·PDB-W·WPB-N)/L·J·T·NEB-M/L·J·T+50}=(P·evt+Q-R·epduty-W·ewp-N)/(L·J·T·ene)-(P·VTB+Q-R·PDB-W·WPB-N)/(L·J·T·NEB)
이러한 방식으로, 상기 듀티 보정값(Hdvt)은 수학식 5를 이용하여 연산된다.
상기 제2실시예는 아래에 기술한 장점들을 가진다.
(i) 상기 제2실시예에서 연산된 듀티 보정값(Hdvt)은, 유지 제어값인 유지 듀티(Hduty)와 상술된 기준 상태에서의 유지 제어값인 기준-상태 유지 듀티(HdutyB)간의 차이에 대응한다. 이러한 유지 제어값들은 수학식 5를 이용하여 연산되는데, 이는 상기 배기 밸브 캠샤프트(2)에 의해 수용되는 토크, 상기 회전 위상을 변화시키는 진각 스프링(18)에 의해 가해지는 스프링력 및 상기 작동 오일의 유압과 관련된 물리적 모델을 반영한다.
상기 제1실시예의 장점 (i)과 마찬가지로, 상기 변동 팩터들의 상호 영향들을 고려하는 듀티 보정값(Hdvt)은, 파라미터들로서 모든 변동 팩터들을 갖는 다차원 맵의 사용을 필요로 하지 않으면서도 용이하게 연산된다. 이는 바람직한 밸브 타이밍 제어가 실제 기관에서 실행되도록 할 수 있다.
(ii) 상기 제1실시예의 장점 (ii) 및 (iii)과 동일한 장점들이 얻어진다.
당업계의 당업자에게, 본 발명의 기술적 사상 또는 범위에서 벗어나지 않는 여타의 많은 특정 형태들로 본 발명을 구현할 수 있다는 점은 자명하다. 특히, 본 발명은 다음과 같은 형태들로 구현될 수 있다는 점을 이해하여야만 한다.
(a) 상기 듀티 보정값(Hdvt) 연산 프로세스(도 6)의 단계 S204에서, 상기 작동 오일의 유압의 상태는 냉각수 온도(ethw)를 기초로 하여 작동 오일 온도를 추정함으로써 결정된다. 대안적으로는, 상기 작동 오일의 유압의 상태는 오일 온도 센 서에 의해 검출되는 작동 오일의 온도를 기초로 하여 직접 결정될 수도 있다.
(b) 상기 듀티 보정값(Hdvt) 연산 프로세스(도 6)의 단계 S208에서, 상기 듀티 보정값(Hdvt)은 0 으로 설정된다. 하지만, 상기 계수 A, B, K의 보다 작은 절대값들을 갖는 수학식 2는 상기 듀티 보정값(Hdvt)을 연산하는데 적용될 수도 있다. 예를 들어, 상기 냉각수 온도(ethw)가 80℃ 보다 낮은 경우, 상기 계수 A, B, K의 값들은, 상기 냉각수 온도(ethw)가 80℃ 보다 낮지 않은 경우에 사용되는 값들의 1/4 내지 1/10 로 감소될 수 있다.
상기 듀티 보정값(Hdvt)은 수학식 2를 이용하는 대신에 수학식 4를 이용하여 연산될 수 있다. 이 경우, 수학식 4는 상기 냉각수 온도(ethw)가 80℃ 보다 낮은 경우에 듀티 보정값(Hdvt)을 연산하도록 상기 계수 A, B, C, D의 보다 작은 절대값들로 적용될 수도 있다.
(c) 상기 펌프 부하(epduty)가 상기 연소 압력(ewp) 대신에 사용된다. 하지만, 상기 연소 압력(ewp) 자체는, 맵 등을 이용하여 기관 운전 상태(예컨대, 기관 속도(ene) 및 기관 부하)로부터 그것을 추정함으로써 사용될 수도 있다.
또한, 상기 연소 압력(ewp)이 반영되는 물리량으로서, 맵 등을 이용하여 기관 운전 상태(예컨대, 기관 속도(ene) 및 기관 부하)로부터 기관 출력 토크가 추정될 수 있어, 상기 추정된 기관 출력 토크가 연소 압력(ewp) 대신에 사용되도록 할 수도 있다. 대안적으로는, 상기 연소 압력(ewp)이 반영되는 물리량으로서 연료 분사량이 대신 사용될 수도 있다.
동일한 방식으로, 상기 펌프 부하(epduty)가 반영되는 물리량으로서 기관 출 력 토크, 연료 분사량 또는 연소 압력(ewp)이 대신 사용될 수도 있다.
(d) 상기 냉각수 온도(ethw)가 80℃ 보다 낮지 않은 경우에는, 상기 냉각수 온도(ethw)에서의 추가 변동 또는 상기 작동 오일 온도에서의 추가 변동이 고려되지 않는다. 하지만, 상기 냉각수 온도(ethw)가 80℃ 보다 낮지 않은 경우에도, 역시 상기 작동 오일 온도에서의 추가 변동에 의해 야기되는 유압에서의 미묘한 변동이 상기 듀티 보정값(Hdvt)에 반영될 수 있다. 예를 들어, 상기 듀티 보정값(Hdvt)은 아래에 주어진 수학식 14를 이용하여 연산될 수 있다.
Hdvt←A·(1/ene-1/NEB)+B·(evt-VTB)+C·(epduty-PDB)+D·(ewp-WPB)+E·(eth-THB)
상기 수학식은 상기 항 E·(eth-THB)이 수학식 4와 다른데, 여기서 eth는 작동 오일 온도이고, THB는 기준 작동 오일 온도이다. 상기 작동 오일 온도(eth) 대신에 냉각수 온도(ethw)가 대신 사용될 수도 있다.
상기 제1실시예에 기술된 바와 같이, 상기 항 C·(epduty-PDB)+D·(ewp-WPB)은 K·(epduty-TPB)로 변환될 수 있다. 다시 말해, 수학식 14는 아래에 주어진 수학식 15로 변환될 수 있다.
Hdvt←A·(1/ene-1/NEB)+B·(evt-VTB)+K·(epduty-TPB)+E·(eth-THB)
(e) 상기 진각 스프링(18)이 상기 배기 가변 밸브 타이밍 메커니즘(14)에 사용되지 않는 경우, 상기 스프링력 팩터가 소거된다. 이 경우, 예컨대 제1실시예에 서는, 수학식 2 대신에 아래에 주어진 수학식 16이 사용될 수도 있다.
Hdvt←A·(1/ene-1/NEB)+K·(epduty-TPB)
상기 제2실시예에서는, 수학식 5 대신에 아래에 주어진 수학식 17이 사용될 수도 있다.
Hdvt←(-R·epduty-W·ewp-N)/(L·J·T·ene)-(-R·PDB-W·WPB-N)/(L·J·T·NEB)
(f) 직렬식 4기통 엔진 이외에, 본 발명은 내연기관에도 적용가능하다. 예를 들어, 본 발명은 6기통 V-엔진에도 적용가능하다.
본 예시들과 실시예들은 예시적이지만 제한적인 것은 아니고, 본 발명은 본 명세서에 주어진 상세한 설명에 국한되는 것은 아니며, 첨부된 청구범위의 범위 및 균등론의 범위 내에서 수정될 수도 있다는 점에 유의해야 한다.
본 발명에 따르면, 수많은 맵 또는 복잡한 맵을 이용하지 않고도 실제 기관 전반에 걸친 바람직한 밸브 타이밍 제어를 실행하는 밸브 타이밍 콘트롤러를 제공할 수 있다.

Claims (14)

  1. 내연기관용 밸브 캠샤프트의 작동 타이밍을 변화시키는 가변 밸브 타이밍 메커니즘을 제어하는 콘트롤러에 있어서,
    상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘은 작동 유체의 압력을 제어하여 크랭크 각도에 대하여 상기 밸브 캠샤프트의 회전 위상을 변화시키며,
    상기 작동 유체의 압력 및 상기 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크와 관련되는 물리적 모델을 반영하는 산술식을 이용하여 보정값을 연산하는 연산 수단을 포함하여 이루어지고, 상기 보정값은 상기 회전 위상을 고정시키는 유지 제어값과 기준-상태 유지 제어값간의 차이이며, 상기 유지 제어값은 상기 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크 및 상기 작동 유체의 압력으로부터 연산되고, 상기 기준-상태 유지 제어값은 기준 토크 및 기준 압력으로부터 연산되며;
    상기 보정값과 사전설정된 제어 기준값의 합을 포함하는 업데이트된 유지 제어값을 생성하고, 상기 업데이트된 유지 제어값에 따라 상기 밸브 타이밍을 제어하는 밸브 타이밍 제어 수단을 포함하여 이루어지는 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  2. 내연기관용 밸브 캠샤프트의 작동 타이밍을 변화시키는 가변 밸브 타이밍 메커니즘을 제어하는 콘트롤러에 있어서,
    상기 가변 밸브 타이밍 메커니즘은 작동 유체의 압력을 제어하여 크랭크 각도에 대하여 상기 밸브 캠샤프트의 회전 위상을 변화시키며,
    상기 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크, 상기 회전 위상을 변화시키는 스프링력 및 상기 작동 유체의 압력과 관련되는 물리적 모델을 반영하는 산술식을 이용하여 보정값을 연산하는 연산 수단을 포함하여 이루어지고, 상기 보정값은 상기 회전 위상을 고정시키는 유지 제어값과 기준-상태 유지 제어값간의 차이이며, 상기 유지 제어값은 상기 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크, 상기 회전 위상을 변화시키는 스프링력 및 상기 작동 유체의 압력으로부터 연산되고, 상기 기준-상태 유지 제어값은 기준 토크, 기준 스프링력 및 기준 압력으로부터 연산되며;
    상기 보정값과 사전설정된 제어 기준값의 합을 포함하는 업데이트된 유지 제어값을 생성하고, 상기 업데이트된 유지 제어값에 따라 상기 밸브 타이밍을 제어하는 밸브 타이밍 제어 수단을 포함하여 이루어지는 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  3. 제 2항에 있어서,
    상기 밸브 캠샤프트는 배기 밸브 캠샤프트이고, 상기 내연기관은 냉각수를 더 포함하며, 상기 작동 유체의 압력은 상기 내연기관에 의해 구동되는 펌프에 의하여 발생되고 기관 속도에 따르는 압력을 포함하며, 상기 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크는 상기 기관 속도에 따르는 캠 토크, 상기 밸브 캠샤프트에 의해 구동되는 보조 디바이스의 부하에 따르는 부하 토크 및 상기 내연기관의 연소 압력에 따르는 캠 토크를 포함하고;
    상기 작동 유체의 온도 또는 상기 냉각수의 온도가 저온 판정값보다 높은 경우, 상기 연산 수단은 다음과 같은 산술식:
    보정값 = (P·evt+Q-R·epduty-W·ewp-N)/(L·J·T·ene)-(P·VTB+Q-R·PDB-W·WPB-N)/(L·J·T·NEB)을 이용하여 보정값을 연산하며,
    여기서, P는 스프링력의 스프링 상수이고, evt는 회전 위상이며, Q는 상기 스프링력의 오프셋 값이고, R은 상기 보조 디바이스의 단위 부하 당 캠 토크이며, epduty는 상기 보조 디바이스의 부하이고, W는 상기 내연기관의 단위 연소 압력 당 캠 토크이며, ewp는 상기 내연기관의 연소 압력이고, N은 상기 캠 토크의 오프셋 값이며, L은 상기 작동 유체의 압력 제어에서의 특성값이고, J는 단위 기관 속도 당 작동 유체 압력 감도이며, T는 작동 유체의 단위량에 의해 생성되는 작동 유체의 순 압력 당 토크이고, ene는 기관 속도이며, VTB는 기준 회전 위상이고, PDB는 상기 보조 디바이스의 기준 부하이며, WPB는 상기 내연기관의 기준 연소 압력이고, NEB는 기준 기관 속도인 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  4. 제 3항에 있어서,
    상기 연산 수단은, 상기 작동 유체의 온도 또는 상기 냉각수의 온도가 상기 저온 판정값보다 낮은 경우, 상기 보정값을 0 으로 설정하는 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  5. 제 2항에 있어서,
    상기 밸브 캠샤프트는 배기 밸브 캠샤프트이고, 상기 내연기관은 냉각수를 더 포함하며, 상기 작동 유체의 압력은 상기 내연기관에 의해 구동되는 펌프에 의 하여 발생되고, 기관 속도에 따르는 압력을 포함하며, 상기 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크는 상기 기관 속도에 따르는 캠 토크, 상기 밸브 캠샤프트에 의해 구동되는 보조 디바이스의 부하에 따르는 부하 토크 및 상기 내연기관의 연소 압력에 따르는 캠 토크를 포함하고;
    상기 작동 유체의 온도 또는 상기 냉각수의 온도가 저온 판정값보다 높은 경우, 상기 연산 수단은 다음과 같은 산술식:
    보정값 = A·(1/ene-1/NEB)+B·(evt-VTB)+C·(epduty-PDB)+D·(ewp-WPB)을 이용하여 보정값을 연산하며,
    여기서, A, B, C, D는 상수들이고, ene는 기관 속도이며, NEB는 기준 기관 속도이고, evt는 회전 위상이며, VTB는 기준 회전 위상이고, epduty는 상기 보조 디바이스의 부하이며, PDB는 상기 보조 디바이스의 기준 부하이고, ewp는 상기 내연기관의 연소 압력이며, WPB는 상기 내연기관의 기준 연소 압력인 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  6. 제 2항에 있어서,
    상기 밸브 캠샤프트는 배기 밸브 캠샤프트이고, 상기 내연기관은 냉각수를 더 포함하며, 상기 작동 유체의 압력은 상기 내연기관에 의해 구동되는 펌프에 의하여 발생되고, 기관 속도에 따르는 압력을 포함하며, 상기 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크는 상기 기관 속도에 따르는 캠 토크, 상기 밸브 캠샤프트에 의해 구동되는 보조 디바이스의 부하에 따르는 부하 토크 및 상기 내연기관의 연소 압력에 따 르는 캠 토크를 포함하고;
    상기 작동 유체의 온도 또는 상기 냉각수의 온도가 저온 판정값보다 높은 경우, 상기 연산 수단은 다음과 같은 산술식:
    보정값 = A·(1/ene-1/NEB)+B·(evt-VTB)+K·(epduty-TPB)을 이용하여 보정값을 연산하며,
    여기서, A, B, K는 상수들이고, ene는 기관 속도이며, NEB는 기준 기관 속도이고, evt는 회전 위상이며, VTB는 기준 회전 위상이고, epduty는 상기 보조 디바이스의 부하이며, TPB는 기준값인 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  7. 제 2항에 있어서,
    상기 밸브 캠샤프트는 배기 밸브 캠샤프트이고, 상기 내연기관은 냉각수를 더 포함하며, 상기 작동 유체의 압력은 상기 내연기관에 의해 구동되는 펌프에 의하여 발생되고, 기관 속도에 따르는 압력을 포함하며, 상기 밸브 캠샤프트에 가해지는 토크는 상기 기관 속도에 따르는 캠 토크, 상기 밸브 캠샤프트에 의해 구동되는 보조 디바이스의 부하에 따르는 부하 토크 및 상기 내연기관의 연소 압력에 따르는 캠 토크를 포함하고;
    상기 작동 유체의 온도 또는 상기 냉각수의 온도가 저온 판정값보다 높은 경우, 상기 연산 수단은 다음과 같은 산술식:
    보정값 = A·(1/ene-1/NEB)+B·(evt-VTB)+C·(epduty-PDB)+D·(ewp-WPB)+E·(eth-THB)을 이용하여 보정값을 연산하며,
    여기서, A, B, C, D, E는 상수들이고, ene는 기관 속도이며, NEB는 기준 기관 속도이고, evt는 회전 위상이며, VTB는 기준 회전 위상이고, epduty는 상기 보조 디바이스의 부하이며, PDB는 상기 보조 디바이스의 기준 부하이고, ewp는 상기 내연기관의 연소 압력이며, WPB는 상기 내연기관의 기준 연소 압력이고, eth는 상기 작동 유체의 온도이며, THB는 기준 작동 유체 온도인 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  8. 제 5항 내지 제 7항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 작동 유체의 온도 또는 상기 냉각수의 온도가 상기 저온 판정값보다 낮은 경우, 상기 연산 수단은 상기 작동 유체의 온도 또는 상기 냉각수의 온도가 상기 저온 판정값보다 높은 경우에 사용되는 상기 상수 A, B, C, D 또는 상기 상수 A, B, K 보다 작은 절대값들을 상기 산술식을 사용하여 상기 보정값을 연산하는 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  9. 제 5항 내지 제 7항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 연산 수단은, 상기 작동 유체의 온도 또는 상기 냉각수의 온도가 상기 저온 판정값보다 낮은 경우, 상기 보정값을 0 으로 설정하는 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  10. 제 3항 내지 제 7항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 연산 수단은, 상기 연소 압력으로서 또는 상기 보조 디바이스의 부하로서 실제 연소 압력 또는 상기 보조 디바이스의 실제 부하를 반영하는 물리량을 사용하는 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  11. 제 3항 내지 제 7항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 보조 디바이스는 고압 연료 펌프를 포함하는 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  12. 제 11항에 있어서,
    상기 연산 수단은, 상기 보조 디바이스의 부하에 따르는 부하 토크의 값 또는 상기 보조 디바이스의 부하의 값의 짧은 변동들을 감소시키는 프로세스를 실행하는 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  13. 제 12항에 있어서,
    상기 연산 수단은, 상기 내연기관의 부하에 따라 상기 짧은 변동들의 감소 정도를 조정하는 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
  14. 제 1항 내지 제 7항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 밸브 타이밍 제어가 안정화되는 경우의 업데이트된 유지 제어값으로부터 보정값을 감산하여 학습값을 생성하고, 상기 학습값을 유지시키는 학습 수단을 더 포함하고,
    상기 밸브 타이밍 제어 수단은 상기 제어 기준값으로 상기 유지된 학습값을 사용하는 것을 특징으로 하는 콘트롤러.
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR100980865B1 (ko) 2007-12-14 2010-09-10 기아자동차주식회사 가변 밸브 타이밍 기구 제어 방법
KR20170007436A (ko) * 2014-05-16 2017-01-18 콘티넨탈 오토모티브 게엠베하 내연 엔진의 캠샤프트용의 액추에이터 소자를 조절하기 위한 방법

Families Citing this family (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4263149B2 (ja) * 2004-08-06 2009-05-13 本田技研工業株式会社 内燃機関のカム位相制御装置
JP2006183642A (ja) * 2004-12-28 2006-07-13 Yamaha Motor Co Ltd 車両
DE102005023006B4 (de) * 2005-05-19 2019-05-23 Daimler Ag Nockenwellenverstelleinrichtung
DE102005024485A1 (de) 2005-05-27 2006-11-30 Daimlerchrysler Ag Nockenwelleneinheit
JP4175371B2 (ja) * 2006-02-02 2008-11-05 トヨタ自動車株式会社 内燃機関装置およびその制御方法並びに動力出力装置
JP4775110B2 (ja) * 2006-05-19 2011-09-21 トヨタ自動車株式会社 バルブタイミング制御装置
JP4353249B2 (ja) * 2007-01-19 2009-10-28 トヨタ自動車株式会社 油圧アクチュエータ制御装置
JP4830998B2 (ja) * 2007-07-17 2011-12-07 株式会社デンソー バルブ特性制御装置及びバルブ特性制御システム
JP4858340B2 (ja) * 2007-07-18 2012-01-18 トヨタ自動車株式会社 可変動弁装置の制御装置
JP4434245B2 (ja) * 2007-07-19 2010-03-17 株式会社デンソー バルブタイミング調整装置
JP2009024600A (ja) * 2007-07-19 2009-02-05 Denso Corp バルブタイミング調整装置
US8061318B2 (en) * 2007-09-27 2011-11-22 GM Global Technology Operations LLC Method and apparatus for continuously variable differential phasing of engine valve operation
KR100962192B1 (ko) * 2007-11-27 2010-06-10 현대자동차주식회사 내연기관의 가변밸브 제어장치 및 방법
US7818113B2 (en) * 2008-04-17 2010-10-19 Denso Corporation Valve timing control apparatus and valve timing control arrangement
US8855894B2 (en) * 2008-11-04 2014-10-07 GM Global Technology Operations LLC Exhaust temperature and pressure modeling systems and methods
JP4862927B2 (ja) * 2009-08-20 2012-01-25 マツダ株式会社 火花点火式内燃機関の制御システム
JP5024571B2 (ja) * 2009-11-06 2012-09-12 三菱自動車工業株式会社 内燃機関の可変動弁装置
US9234466B2 (en) * 2010-02-26 2016-01-12 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Device for controlling internal combustion engine
EP2770119B1 (en) * 2011-10-19 2021-09-22 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hybrid-driven hydraulic work machine
CN103470325B (zh) * 2013-09-24 2015-12-02 东风汽车公司 一种液压式vvt相位控制方法
JP6933154B2 (ja) * 2018-01-30 2021-09-08 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
US11594081B2 (en) 2021-06-11 2023-02-28 Honda Motor Co., Ltd. Valve testing for engines

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3733600B2 (ja) * 1994-08-31 2006-01-11 株式会社デンソー エンジンの弁動作タイミング調整装置
JP3750157B2 (ja) * 1995-08-29 2006-03-01 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の燃料噴射量制御装置
JP4316797B2 (ja) * 1998-02-27 2009-08-19 バイエリツシエ・モトーレン・ヴエルケ・アクチエンゲゼルシヤフト 内燃機関のガス交換弁の運動過程を調整する装置
JP4224944B2 (ja) * 2000-03-01 2009-02-18 トヨタ自動車株式会社 内燃機関のバルブタイミング制御装置
JP3699655B2 (ja) * 2001-02-01 2005-09-28 三菱電機株式会社 内燃機関のバルブタイミング制御装置
US7004128B2 (en) * 2001-06-15 2006-02-28 Denso Corporation Control apparatus for device having dead band, and variable valve system
JP4072346B2 (ja) * 2002-01-16 2008-04-09 株式会社日立製作所 可変バルブタイミング機構の制御装置
JP4122797B2 (ja) * 2002-02-27 2008-07-23 トヨタ自動車株式会社 内燃機関のバルブ制御装置
JP2004137901A (ja) 2002-10-15 2004-05-13 Toyota Motor Corp 内燃機関のバルブタイミング制御装置

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR100980865B1 (ko) 2007-12-14 2010-09-10 기아자동차주식회사 가변 밸브 타이밍 기구 제어 방법
KR20170007436A (ko) * 2014-05-16 2017-01-18 콘티넨탈 오토모티브 게엠베하 내연 엔진의 캠샤프트용의 액추에이터 소자를 조절하기 위한 방법
KR101885454B1 (ko) * 2014-05-16 2018-08-03 콘티넨탈 오토모티브 게엠베하 내연 엔진의 캠샤프트용의 액추에이터 소자를 조절하기 위한 방법

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