WO2018159298A1 - 内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁機構のコントロール装置 - Google Patents

内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁機構のコントロール装置 Download PDF

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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to a variable valve system for an internal combustion engine, and more particularly to a variable valve system for an internal combustion engine having a variable valve mechanism for controlling the opening and closing phases of an intake valve and an exhaust valve, and a control device for the variable valve mechanism. is there.
  • variable valve mechanism for controlling the opening / closing phase of an intake valve or an exhaust valve of an internal combustion engine
  • a variable phase variable valve mechanism for controlling the opening / closing phase of the intake valve
  • PVO positive valve overlap
  • high-temperature residual gas containing unburned HC is caused to flow back to the intake system during the period of “positive valve overlap” (PVO) at the beginning of startup, and unburned in the subsequent intake stroke thereafter.
  • PVO positive valve overlap
  • Non-Patent Document 1 high-temperature residual gas including unburned HC is caused to flow back to the intake system during the period of “positive valve overlap” (PVO) at the initial stage of starting, and the subsequent intake air thereafter.
  • PVO positive valve overlap
  • the unburned HC reintroduces the residual gas containing soot into the cylinder and re-combusts it, thereby reducing the emission of harmful exhaust components in the exhaust gas.
  • the main object of the present invention is to provide a novel variable valve system for an internal combustion engine and a variable valve control apparatus capable of reducing harmful exhaust components in exhaust gas by suppressing deterioration of combustion at the time of cold start. There is.
  • the intake valve opening timing (IVOc) is set to an advanced angle side with respect to the most retarded angle opening timing (IVOrtd) by the intake valve variable valve mechanism.
  • the exhaust angle is set to the retarded angle side by a predetermined angle (ITc) from the exhaust top dead center (TDC), and the exhaust valve variable valve mechanism is used to close the exhaust valve (EVCc).
  • the negative valve overlap (NVOc) is formed so that the intake valve opening timing (IVOc) and the exhaust valve closing timing (EVCc) do not overlap.
  • a “negative valve overlap” is formed from the end of the exhaust stroke to the beginning of the intake stroke, thereby producing a high temperature combustion gas (high temperature EGR).
  • Gas is contained in the cylinder, and the remaining cylinder gas and the engine body are heated by pressurizing with a piston, suppressing deterioration of combustion at the time of cold start, and exhaust harmful components in the exhaust gas. Can be reduced.
  • FIG. 1 shows a configuration of a main part of a variable valve system of an internal combustion engine.
  • An exhaust camshaft 10 is provided with two exhaust cams 11 per cylinder.
  • the exhaust cam 11 opens and closes the exhaust valve 12.
  • a sprocket mechanism 13 and an exhaust valve variable valve mechanism (hereinafter referred to as an exhaust VTC) 14 fixed to the sprocket mechanism 13 are attached to one end of the exhaust camshaft 10, and the exhaust camshaft 10 is connected to the sprocket mechanism.
  • the relative rotational position of the exhaust cam 11 is controlled by making relative rotation (phase conversion) with respect to 13.
  • the sprocket mechanism 13 includes a timing sprocket 15 and is rotated by a crankshaft by a timing belt (not shown).
  • the exhaust VTC 14 includes a housing 16 and a vane that is hydraulically driven in a space formed by the front cover 17 and the rear cover 18 fixed to both ends of the housing 16.
  • the timing sprocket 15 and the rear cover 18 are fixed to each other, and the vane is fixed to the exhaust camshaft 10. Therefore, by adjusting the rotational position of the vane by hydraulic pressure, the exhaust camshaft 10 adjusts the opening / closing phase of the exhaust valve correspondingly.
  • the intake camshaft 20 is provided with two intake cams 21 per cylinder.
  • the intake cam 21 opens and closes the intake valve 22.
  • a sprocket mechanism 23 and an intake valve variable valve mechanism (hereinafter referred to as intake VTC) 24 fixed to the sprocket mechanism 23 are attached to one end of the intake camshaft 20, and the intake camshaft 20 is connected to the sprocket mechanism.
  • the relative rotational position of the intake cam 21 is controlled by relative rotation (phase conversion) with respect to 23.
  • the sprocket mechanism 23 includes a timing sprocket 25, and is rotated by a crankshaft by a timing belt (not shown).
  • the intake VTC 24 has a housing 26 and a vane that is hydraulically driven in a space formed by a front cover 27 and a rear cover 28 fixed to both ends of the housing 26.
  • the timing sprocket 25 and the rear cover 28 are fixed to each other, and the vane is fixed to the intake camshaft 20. Therefore, the intake camshaft 20 adjusts the opening / closing phase of the intake valve correspondingly by adjusting the rotational position of the vane by hydraulic pressure.
  • the control device 30 receives various operating state information of the internal combustion engine, an exhaust VTC actual position signal, an intake VTC actual position signal, and the like, supplies an exhaust phase control signal to the exhaust electromagnetic switching valve 31, and supplies an intake phase control signal.
  • the intake electromagnetic switching valve 32 By supplying the intake electromagnetic switching valve 32, the exhaust phase control hydraulic pressure of the exhaust VTC 14 and the intake phase control hydraulic pressure of the intake VTC 24 are controlled.
  • the housing 35 (16) has a cylindrical housing body 35a whose front end opening is closed by a disc-shaped front cover 17 (see FIG. 1) and whose rear end opening is a disk.
  • the rear cover 18 (see FIG. 1) is closed.
  • shoes 35b that are four partition walls project from the inner side.
  • the rear cover 18 is integrally provided at the center position of the timing sprocket 13, and the outer peripheral portion thereof is fastened to the housing body 35 a and the front cover 17 by four bolts 39.
  • a large-diameter bearing hole that is supported on the outer periphery of the cylindrical portion of the vane rotor 36 is formed in the center of the rear cover 18 in the axial direction.
  • the vane rotor 36 includes a cylindrical rotor 37 having a bolt insertion hole in the center, and four vanes 38 and 38a provided integrally at approximately 90 ° in the circumferential direction of the outer peripheral surface of the rotor 37.
  • the rotor 37 has a small diameter cylindrical portion on the front end side rotatably supported by the central support hole of the front cover 17, while a small diameter cylindrical portion on the rear end side is rotatably supported by the bearing hole of the rear cover 18. .
  • the vane rotor 36 is fixed to the front end portion of the exhaust camshaft 10 from the axial direction by a fixing bolt 40 inserted through the bolt insertion hole of the rotor 37 from the axial direction.
  • Each vane 38, 38a is disposed between each shoe 35b, and a seal member that slidably contacts the inner peripheral surface of the housing main body 35a in an elongated holding groove formed in the axial direction of each outer surface and the seal.
  • a leaf spring that presses the member in the direction of the inner peripheral surface of the housing body is fitted and held.
  • retarding chambers 41 and advance chambers 42 are respectively formed between both sides of the vanes 38 and 38a and both sides of the shoes 35b.
  • the vane 38a has an advance side stopper function and a retard side stopper function.
  • the intake VTC 24 has the same configuration, but the advance chamber and the retard chamber have an opposite relationship, and the four coil springs that constantly urge the vane rotor 36 in the retard direction include the retard chamber. Are attached to each.
  • the intermediate angle time (Emid) is between the most advanced angle time (Emax) and the most retarded angle time (Emin), and is slightly behind the most advanced angle time (Emax).
  • the fastening pin 45 built in the vane 38a and the fastening hole on the rear cover 18 side coincide with each other, and the vanes 38a and 38 are positioned at the default position. It is like that.
  • the intake VTC 24 has a structure similar to that of the exhaust VTC 14 shown in FIG. 2, but the conversion phase angle formed between the most advanced angle timing (Imax) and the most retarded angle magnetism (Imin) is larger than that of the exhaust VTC 14. Is set.
  • the intermediate angle timing (Imid) is set between the most advanced timing (Imax) and the most retarded timing (Imin), and the fastening pin in the vane matches the fastening hole on the rear cover side.
  • the default position is set to the retard side that is larger than the most advanced timing (Imax), and is set to be slightly advanced from the most retarded timing (Imin).
  • the fastening pin in the vane and the fastening hole on the rear cover 28 coincide with each other like the exhaust VTC 14 so that the vane is positioned at the default position. It has become.
  • FIG. 3 “(A) cold start state”, “(B) partial load state after warm-up”, and “(C) post-warm state”.
  • Each valve timing characteristic of “full load state” is shown.
  • “(A) the cold start state” is, for example, a state where the main body temperature of the internal combustion engine is 40 ° C. or less
  • “(B) the partial load state after warming up” is, for example, the accelerator pedal being in the middle
  • “(C) full load state after warm-up” is a state where, for example, the accelerator pedal is depressed to the maximum extent.
  • each valve timing characteristic will be described.
  • valve timings of the exhaust valve and the intake valve are the valve timings shown in “(A) Cold machine start state” in FIG.
  • the exhaust top dead center is when the exhaust valve closing timing (EVC) is more retarded than the exhaust valve most advanced timing (EVCadv) and more advanced than the most retarded timing (EVCrtd).
  • the exhaust valve closing timing (EVCc) on the advance side is set by a predetermined angle (ETc) from (TDC).
  • EDC exhaust valve closing timing
  • the intake valve opening timing (IVO) is an advance side of the most retarded angle opening timing (IVOrtd) of the intake valve, and is between the retarded side of the most advanced angle opening timing (IVOaddv) and the exhaust top dead center (
  • the intake valve opening timing (IVOc) is set at a delay angle side by a predetermined angle (ITc) from TDC).
  • the most advanced angle opening time (IVOadv) is the same as the most advanced angle time (Imax)
  • the most retarded angle opening time (IVOrtd) is the same as the most retarded angle time (Imin).
  • the predetermined angle (ITc) and the predetermined angle (ETc) are set to substantially the same angle.
  • substantially the same angle is a concept including mechanical errors after assembly of the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24, design tolerances, and the like, and does not necessarily mean the same angle.
  • high temperature combustion gas high temperature EGR gas
  • NVOc negative valve overlap
  • the intake valve opening timing (IVOc) is retarded in the present embodiment.
  • the period (intake operating angle) can be set narrow, whereby the valve friction resistance of the intake valve can be reduced and the use of the driving force of the internal combustion engine can be suppressed.
  • the exhaust valve closing timing (EVCc) is advanced in this embodiment.
  • the valve opening period (exhaust operating angle) can be set narrow, whereby the valve frictional resistance of the exhaust valve can be reduced, and use of the driving force of the internal combustion engine can be suppressed.
  • the exhaust valve opening timing EVO
  • the exhaust valve is opened before the combustion gas temperature decreases, and the exhaust gas having a high temperature is supplied to the exhaust gas purification catalyst. It is possible to increase the temperature of the exhaust gas purifying catalyst to reduce harmful components of exhaust gas at the time of cold start while suppressing an increase in valve frictional resistance.
  • the EGR gas can also be introduced into the cylinder by the conventional “positive valve overlap” (PVO).
  • the temperature of the EGR gas is in principle the “negative valve overlap” according to the present embodiment. It is lower than (NVO), and the valve opening period (intake / exhaust operating angle) of the intake valve and the exhaust valve is set to be large, so there is a problem that the valve friction resistance of the intake valve and the exhaust valve increases. .
  • the intake valve opening timing (IVO) is further retarded than the intake valve opening timing (IVOc) in the cold start state, and the exhaust The timing is converted into the open timing (IVOp) on the retard side by a predetermined angle (ITp) from the dead point (TDC).
  • the opening timing (IVOp) is the same as the most retarded opening timing (IVOrtd).
  • the intake valve closing timing (IVC) is set to the intake valve closing timing (IVCp) retarded to near the middle position between the intake bottom dead center (BDC) and the compression top dead center (TDC).
  • the vane may be phase-converted by the intake VTC 24 until the aforementioned most retarded opening timing (Imin) of the intake valve.
  • the exhaust valve closing timing (EVC) is further advanced than the exhaust valve closing timing (EVCc) in the cold start state, and the exhaust The dead time (TDC) is converted into the closing timing (EVCp) on the advance side by a predetermined angle (ETp).
  • the closing time (EVCp) is the same as the most advanced angle closing time (EVCadv).
  • the exhaust valve opening timing (EVO) is advanced to a section between the exhaust bottom dead center (BDC) and the compression top dead center (TDC) to open the exhaust valve opening timing (EVOp).
  • BDC exhaust bottom dead center
  • TDC compression top dead center
  • the vanes 38a and 38 may be phase-converted by the exhaust VTC 14 up to the most advanced timing (Emax) of the exhaust valve.
  • the frictional resistance of the internal combustion engine mechanism system may be lower than that in the cold state, and the intake air amount can be reduced compared to that in the cold state.
  • the throttle valve is closed to reduce the intake air amount, so-called pump loss may increase and fuel consumption performance may deteriorate.
  • the throttle valve opening time (IVC) is greatly retarded to near the middle position between the intake bottom dead center and the compression top dead center, so that a so-called “lately closed Atkinson cycle” is established, so that the throttle valve opening is greatly opened. It is conceivable to reduce the amount of intake air while maintaining the same.
  • the gas temperature at the compression top dead center can be increased by a large “negative valve overlap” (NVOp), so that the deterioration of combustion is avoided and the desired fuel consumption is reduced. An effect comes to be acquired.
  • NVOp negative valve overlap
  • a large “negative valve overlap” reduces the amount of fresh air by relatively increasing the amount of high-temperature combustion gas in the cylinder, so that a predetermined partial load torque can be obtained.
  • the required throttle opening can be further increased (throttle large opening ⁇ p range shown in FIG. 5), and thus pump loss can be further reduced and fuel efficiency can be improved.
  • the intake valve opening timing (IVOp) is retarded in the present embodiment.
  • the period (intake operating angle) can be set narrow, thereby reducing the valve frictional resistance of the intake valve and suppressing unnecessary use of the driving force of the internal combustion engine, resulting in improved fuel efficiency. It becomes possible to do.
  • the exhaust valve closing timing (EVCp) is advanced in this embodiment.
  • the valve opening period exhaust operating angle
  • the valve opening period can be set narrow, thereby reducing the valve frictional resistance of the exhaust valve and suppressing the wasteful use of the driving force of the internal combustion engine. Can be improved.
  • the predetermined angle (ITp) and the predetermined angle (ETp) are set to be substantially the same angle. This makes it possible to reduce pump loss that occurs during “negative valve overlap” (NVOp). The reason will be described with reference to the PV diagram shown in FIG.
  • the predetermined angle (ITp) and the predetermined angle (ETp) are set to substantially the same angle.
  • the substantially same angle is a mechanical error or design after assembling the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24. It is a concept that includes the above tolerances, etc., and does not necessarily mean the same angle.
  • FIG. 4A shows a PV diagram of the present embodiment (the valve timing characteristics shown in FIG. 3B), and FIG. 4B shows Reference Example 1 (ETp ⁇ 0) as a comparison target.
  • the PV diagram at ⁇ ITp) is shown, and
  • FIG. 4C shows the PV diagram at Reference Example 2 (ETp> ITp ⁇ 0) as a comparison object.
  • in-cylinder negative pressure develops in the section (ITp) from the exhaust top dead center (TDC) to the intake valve opening timing (IVOp) in the process of lowering the piston.
  • This in-cylinder negative pressure acts so as to suppress the downward movement of the piston, so that a pump loss (downward triangular area) at the initial stage of suction occurs as shown in the PV diagram.
  • the piston rises toward the exhaust top dead center (TDC) from the closing timing (EVCp) when the exhaust valve before the exhaust top dead center (TDC) is closed.
  • in-cylinder positive pressure develops in the section (ETp) to the exhaust top dead center (TDC).
  • This in-cylinder positive pressure acts to suppress the upward movement of the piston.
  • the intake valve opens when the exhaust top dead center (TDC) is exceeded, the positive pressure gas in the cylinder flows backward to the intake side and can be recovered as energy for promoting the downward movement of the piston. Can not.
  • pump loss upward triangular region
  • the exhaust valve closing timing (EVCp) is before the exhaust top dead center (TDC), and from the exhaust valve closing timing (EVCp) to the exhaust top dead center (TDC), the high-temperature combustion gas
  • the (high temperature EGR gas) is compressed by a predetermined angle (ETp), and at that time, it acts to suppress the upward movement of the piston.
  • predetermined angle (ETp) predetermined angle (ITp) is most preferable.
  • the pump loss at the end of the exhaust stroke and the initial pump loss of the intake stroke Both can be removed.
  • the valve timing characteristic in the partial load state of the present embodiment shown in FIG. 4A can further improve the fuel efficiency from the viewpoint of suppressing the pump loss before and after the exhaust top dead center (TDC). Is. ⁇ Full load state after warm-up >> Next, the valve timing in the full load state after warm-up will be described. At the full load after warm-up, the valve timing characteristics shown in “(C) Full-load state after warm-up” in FIG. 3 are obtained.
  • the opening timing (IVO) of the intake air valve is advanced to a more advanced side than the opening timing (IVOc) of the intake valve in the cold start state, and is a predetermined angle from the exhaust top dead center (TDC). Only (ITh) is converted to the opening timing (IVOh) on the advance side.
  • the opening time (IVOh) is the same as the most advanced angle opening time (IVOadv).
  • the stopper surface 44 of the exhaust VTC 14 is subjected to the maximum retardation conversion until the most retarded timing (Emin).
  • the closing timing (EVC) of the exhaust valve is retarded to the far side of the closing timing (EVCc) of the exhaust valve in the cold start state, and a predetermined angle (ETh) from the exhaust top dead center (TDC). Is converted into the retard timing (EVCh).
  • the closing timing (EVCh) is the same as the most advanced angle closing timing (EVCrtd).
  • valve timing characteristics it is possible to sufficiently increase the engine torque in the full load state after warm-up. That is, since the opening timing (EVOh) of the exhaust valve is retarded to the vicinity of the expansion bottom dead center (BDC), the timing when the negative pressure wave of the exhaust pulsation arrives near the exhaust valve is “positive valve overlap” (PVOh). ) Will be delayed until near.
  • EVOh opening timing
  • BDC expansion bottom dead center
  • the negative pressure wave of exhaust pulsation is synchronized with “positive valve overlap” (PVOh).
  • the scavenging effect can be increased. That is, the timing at which the negative pressure wave of the exhaust pulsation arrives in the vicinity of the exhaust valve can be brought closer to the center of the section of “positive valve overlap” (PVOh).
  • the air-fuel mixture burned in the cylinder of the internal combustion engine may be a lean air-fuel mixture in the partial load state after cold or warm-up.
  • the air-fuel ratio is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio, there are advantages such as less generation of harmful exhaust components from the engine body and further improvement in fuel efficiency, but there is a problem in combustion stability.
  • the stability of combustion can be improved by the effect of the NVO described above, so that the advantage of using the lean air-fuel mixture can be fully exhibited.
  • a moderate “negative valve overlap” can stabilize combustion and improve warm-up performance during cold operation. Improve fuel efficiency and reduce harmful components of exhaust gas through improvements.
  • the opening degree ⁇ c of the throttle valve is increased to increase the engine torque in order to overcome this frictional resistance.
  • the valve timing during cold operation is maintained. That is, for example, the “negative valve overlap” (NVOi) of the idle after warm-up is matched with the “negative valve overlap” (NVOc) during the cold operation.
  • the throttle valve opening is closed to a small opening ⁇ i in order to reduce the combustion torque.
  • the intake negative pressure increased by reducing the opening of the throttle valve causes the internal EGR in the cylinder to pass through the open intake valve.
  • the exhaust gas is sucked into the intake system, and further, the intake negative pressure is re-inhaled into the cylinder from the exhaust port side through the exhaust valve that is open in the section of “positive valve overlap” (PVO). End up.
  • the internal EGR sucked into the intake system is reintroduced into the cylinder in the next intake stroke, and the internal EGR introduced into the cylinder from the exhaust port side as described above is also added, and finally the cylinder EGR is added.
  • the internal EGR introduced into the inside becomes excessive and the combustion stability deteriorates.
  • the valve overlap need not be set to “0”. It is possible to suppress the range of change from “lap” (NVOp) to “negative valve overlap” (NVOi) in the idle state after warm-up. As a result, it is possible to avoid the problem of delay in conversion response between the intake VTC 24 and the exhaust VTC 14 in an operating state in which the engine operating conditions cross both regions.
  • a large “negative valve overlap” (NVOp) or an Atkinson cycle can reduce the charging efficiency (torque) without reducing the opening of the throttle valve.
  • the degree is a large opening ⁇ p.
  • the engine torque in the full load state after warm-up can be sufficiently increased. That is, since the opening timing (EVOh) of the exhaust valve is retarded to the vicinity of the expansion bottom dead center (BDC), the timing when the negative pressure wave of the exhaust pulsation arrives near the exhaust valve is “positive valve overlap” (PVOh). ) Therefore, the high-temperature combustion gas in the cylinder is sucked out by the negative pressure wave through the open exhaust valve, and cool fresh air is introduced into the cylinder through the open intake valve.
  • FIG. 6 shows a control flow for mechanically stabilizing the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 at a default position where “negative valve overlap (NVOc)” occurs when the internal combustion engine is stopped.
  • step S10 engine stop information for stopping the internal combustion engine and operating condition information for the internal combustion engine are read.
  • the engine stop information for stopping the internal combustion engine there is typically a key-off signal, and there are many signals indicating the operating condition information of the internal combustion engine.
  • the engine speed information, the intake air There are quantity information, water temperature information, required load information (accelerator opening), and the like, and further, actual position information of the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24, and the like. If various information is read in this step S10, it will transfer to step S11.
  • Step S11 it is determined whether the engine stop transition condition is satisfied. For this determination, for example, the key-off signal may be monitored, and if the key-off signal is not input, the process returns to return and waits for the next activation timing. On the other hand, when the key-off signal is input, the engine stop transition condition is determined and the process proceeds to step S12.
  • Step S12 a conversion control signal is output to the exhaust electromagnetic switching valve 31 of the exhaust VTC 14 and the intake electromagnetic switching valve 32 of the intake VTC 24 so that the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 are shifted to the default positions. That is, in order to respond to the next start, the hydraulic pressure is controlled so that the valve timing characteristics of “(A) cold start state” of FIG. 3 are obtained.
  • Step S13 From the actual position information of the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24, the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 are set to the default positions, that is, the exhaust valve closing timing (EVCc) is set. It is determined whether or not the valve opening timing (IVOc) has been set. If it is determined that the exhaust valve closing timing (EVCc) and the intake valve opening timing (IVOc) are not set, the process returns to step S12 again, and the exhaust valve closing timing (EVCc) If it is determined that the opening time (IVOc) is set, the process proceeds to step S14.
  • the exhaust valve closing timing EVCc
  • Step S14 the output control signal to the fuel injection valve and the ignition device is stopped to stop the internal combustion engine.
  • the rotational speed Ne of the internal combustion engine decreases, and the hydraulic pressure of the hydraulic oil of the hydraulic pump decreases accordingly.
  • the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 execute the following operations based on the mechanism. This operation is not a control step in the flowchart, but will be described as a control step for convenience.
  • Step S15 to Step S17 As the rotational speed Ne of the internal combustion engine decreases, the discharge pressure of the hydraulic oil from the hydraulic pump also decreases, so that the fastening pin 45 held in the vanes of the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 (see FIG. 2) is moved toward the rear cover by the return spring. On the other hand, the advance chamber and the retard chamber of the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 are filled with hydraulic oil, and the vane position is maintained as it is even when the rotational speed Ne is decreased.
  • the fastening pin is further moved toward the rear cover by the return spring and fastened to the fastening hole, so that the vane is fixed to the housing, the exhaust valve closing timing (EVCc), and the intake valve opening timing (IVOc). ) Is finally determined to the default position.
  • the tip of the fastening pin is formed in a taper shape, and the fastening pin can be engaged with the fastening hole even if the vane is slightly out of phase.
  • the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 are expressed as “the negative valve overlap (NVOc) is obtained, the exhaust valve closing timing (EVCc) and the intake valve opening timing (IVOc). ) Can be mechanically stabilized at the default position.
  • control flow when the operation of the internal combustion engine is resumed from this state will be described with reference to FIG. This control flow is also executed by the control device 30.
  • Step S20 engine start information for starting the internal combustion engine and operating condition information for the internal combustion engine are read.
  • the engine start information for starting the internal combustion engine is typically a key-on signal or a starter activation signal, and there are many signals indicating the operating condition information of the internal combustion engine.
  • Step S21 it is determined whether the engine start condition is satisfied. For this determination, for example, the starter activation signal may be monitored. If the starter activation signal is not input, the process returns to return and waits for the next activation timing. On the other hand, when the starter activation signal is input, the engine start condition is determined and the process proceeds to step S22.
  • the starter activation signal may be monitored. If the starter activation signal is not input, the process returns to return and waits for the next activation timing. On the other hand, when the starter activation signal is input, the engine start condition is determined and the process proceeds to step S22.
  • Step S22 In step S22, in response to the starter start signal, cranking of the internal combustion engine by the starter motor is started. Then, as soon as cranking is started, the process proceeds to step S23.
  • Step S23 a conversion control signal is output to the exhaust electromagnetic switching valve 31 of the exhaust VTC 14 and the intake electromagnetic switching valve 32 of the intake VTC 24 so that the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 are shifted to the default positions. This is because the vanes of the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 are maintained at the default positions even when the fastening pin is pulled out of the fastening hole for some reason and the fastening state is released when the hydraulic pressure of the hydraulic pump hydraulic oil rises. Control.
  • the conversion control signal is output to the exhaust electromagnetic switching valve 31 of the exhaust VTC 14 and the intake electromagnetic switching valve 32 of the intake VTC 24, the process proceeds to step S24.
  • Step S24 From the actual position information of the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24, the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 are set to the default positions, that is, the exhaust valve closing timing (EVCc) is set. It is determined whether or not the valve opening timing (IVOc) has been set. If it is determined that the exhaust valve closing timing (EVCc) and the intake valve opening timing (IVOc) are not set, the process returns to step S23 again, and the exhaust valve closing timing (EVCc) and the intake valve opening timing are set. If it is determined that the opening time (IVOc) is set, the process proceeds to step S25.
  • Step S25 an output control signal is supplied to the fuel injection valve and the ignition device in order to start the internal combustion engine in accordance with the rotation of the starter motor.
  • the rotational speed Ne of the internal combustion engine increases, and the hydraulic pressure of the hydraulic oil of the hydraulic pump increases accordingly.
  • the output control signal is supplied to the fuel injection valve and the ignition device, the process proceeds to step S26.
  • Step S26 the engine temperature (cooling water temperature) of the internal combustion engine is detected to determine whether or not a predetermined temperature T0 has been exceeded. If the temperature does not exceed the predetermined temperature T0, it is determined that the engine is in a cold state, and the process returns to return and waits for the next start timing. This state is a cold start state. Therefore, the "negative valve overlap" (NVOc) is set by the exhaust valve closing timing (EVCc) and the intake valve opening timing (IVOc) in "(A) cold start state” in FIG. Will be.
  • NVOc exhaust valve closing timing
  • IVOc intake valve opening timing
  • step S27 if the temperature exceeds the predetermined temperature T0, it is determined that the warm-up is completed from the cold state, and the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 are controlled based on the control map according to the respective operation conditions. Therefore, if the warm-up is completed exceeding the predetermined temperature T0, the process proceeds to step S27.
  • Step S27 it is determined whether or not the engine is in an idle condition from the opening of the throttle valve or the opening of the accelerator pedal.
  • the process proceeds to step S28, and the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 cause the exhaust valve closing timing (EVCi) during idling and the intake valve opening timing (IVOi) to indicate "negative" "Valve Overlap” (NVOi).
  • EVCi exhaust valve closing timing
  • IVOi intake valve opening timing
  • NVOi intake valve opening timing
  • Step S29 it is determined whether the partial load condition is satisfied from the opening of the throttle valve or the opening of the accelerator pedal. If the partial load condition is determined, the process proceeds to step S30, where the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 cause the partial load depending on the exhaust valve closing timing (EVCp) at the partial load and the intake valve opening timing (IVOp). It controls to “negative valve overlap” (NVOp).
  • the valve timing characteristic at this partial load is the valve timing shown in “(B) Partial load state after warm-up” in FIG.
  • the process proceeds to step S31.
  • Step S31 to Step S32 it is determined whether or not the full load condition is satisfied from the opening of the throttle valve or the opening of the accelerator pedal.
  • the process proceeds to step S32, where the exhaust VTC 14 and the intake VTC 24 cause the exhaust valve closing timing (EVCh) at the full load and the intake valve opening timing (IVOh) to reach the full load.
  • the time is controlled to “positive valve overlap” (PVOh).
  • the valve timing characteristic at this full load is the valve timing shown in “(C) Full load state after warm-up” in FIG.
  • the process returns to return and waits for the next activation timing.
  • valve timing characteristics that can manage the combustion state in a stable state over a wide operation range, suppress the generation of harmful exhaust components, and improve the fuel efficiency. become able to.
  • the second embodiment is different in that a variable valve lift valve mechanism that can continuously adjust the operating angle and the opening / closing timing is used on both the exhaust side and the intake side. .
  • exhaust VEL exhaust valve lift variable valve mechanism
  • intake VEL intake valve lift variable valve mechanism
  • the operating angle is reduced by the intake air VEL, and the valve timing characteristics such as “(A) cold start state” in FIG. 8 are set.
  • the closing timing (IVC) of the intake valve advances to near the bottom dead center as the closing timing (IVCc ′). It is horned.
  • the effective compression ratio is increased as compared with the first embodiment, so that the combustion state is improved and the exhaust harmful components in the exhaust gas can be further reduced.
  • the operating angle is expanded by the intake VEL, and the valve timing characteristics such as “(B) partial load state after warm-up” in FIG. 8 are set.
  • the closing timing (IVC) of the intake valve is dead as the closing timing (IVCp ′). It is retarded to the point side.
  • the effect of the Atkinson cycle is enhanced as compared with the first embodiment, so that the fuel efficiency can be further improved.
  • the exhaust valve closing timing (EVC) is dead as the closing timing (EVCh ′). It has been advanced to the point side. Compared with the first embodiment, this is a form in which a part on the retarded side in the “positive overlap” (PVO) is removed.
  • variable valve lift valve mechanism capable of continuously adjusting the operating angle and the opening / closing timing is used on both the exhaust side and the intake side. It is also possible to use a variable valve mechanism and the other variable phase valve mechanism (the above-mentioned VTC) in which the operating angle is constant and the valve lift is unchanged.
  • variable valve mechanism intake / exhaust VTC
  • intake / exhaust VTC hydraulically driven phase variable mechanism
  • intake / exhaust VL an intake / exhaust VVL that adjusts the operating angle stepwise should be used. Can do.
  • specific form of the variable valve mechanism is not limited as long as the gist of the present invention is satisfied.
  • the intake valve opening timing (IVOc) is advanced from the most retarded angle opening timing (IVOrtd) by the intake valve variable valve mechanism.
  • a predetermined angle (ITc) is set to the retarded angle side from the exhaust top dead center (TDC), and the exhaust valve is closed by the exhaust valve variable valve mechanism.
  • the timing (EVCc) is retarded from the most advanced angle closing timing (EVCadv), and more advanced than the most retarded timing (EVCrtd), and a predetermined angle (ETc) from the exhaust top dead center (TDC).
  • NVOc negative valve overlap
  • a “negative valve overlap” (NVOc) is formed from the end of the exhaust stroke to the initial stage of the intake stroke, whereby high temperature combustion gas (high temperature EGR gas) is generated in the cylinder.
  • high temperature combustion gas high temperature EGR gas
  • the remaining in-cylinder gas and the engine main body are heated by pressurizing with a piston and suppressing deterioration of combustion at the time of cold start, and exhaust harmful components in the exhaust gas can be reduced. It becomes like this.
  • this invention is not limited to above-described embodiment, Various modifications are included.
  • the above-described embodiment has been described in detail for easy understanding of the present invention, and is not necessarily limited to one having all the configurations described.
  • a part of the configuration of an embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of another embodiment can be added to the configuration of an embodiment.
  • EVCc exhaust valve closing at cold start Timing
  • IVOadv most advanced timing of intake valve
  • IVOrtd most retarded timing of intake valve
  • EVCadv exhaust valve The most advanced period of, EVCrtd ... the most retarded timing of the exhaust valve.

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Abstract

内燃機関の冷機始動時には、吸気バルブ可変動弁機構によって吸気バルブの開時期(ＩＶＯｃ)を、最遅角開時期(ＩＶＯｒｔｄ)より進角側で、しかも最進角開時期(ＩＶＯａｄｖ)より遅角側の間で、排気上死点よりも所定角度(ＩＴｃ)だけ遅角側に設定すると共に、排気バルブ可変動弁機構によって排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）を、最進角閉時期(ＥＶＣａｄｖ)より遅角側で、しかも最遅角閉時期（ＥＶＣｒｔｄ）より進角側の間で、排気上死点よりも所定角度（ＥＴｃ）だけ進角側に設定して、吸気バルブの開時期(ＩＶＯｃ)と排気バルブの閉時期(ＥＶＣｃ)が重ならない「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｃ)を形成する。

Description

内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁機構のコントロール装置
　本発明は内燃機関の可変動弁システムに係り、特に吸気バルブ及び排気バルブの開閉位相を制御する可変動弁機構を備えた内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁機構のコントロール装置に関するものである。
　従来の内燃機関の吸気バルブや排気バルブの開閉位相を制御する可変動弁機構としては、例えば、以下の非特許文献１に記載されているものが知られている。この非特許文献１においては、吸気側に吸気バルブの開閉位相を制御する位相可変型の可変動弁機構（油圧式ＶＴＣ）を設け、内燃機関が停止された際に、吸気バルブが適度な「正のバルブオーバーラップ」(ＰＶＯ：吸気バルブの開時期と排気バルブの閉時期が重なる区間）を有する位置に機械的に安定するように制御して、内燃機関の始動初期の排気有害成分を低減する可変動弁システムが示されている。
　この非特許文献１においては、始動初期に「正のバルブオーバーラップ」(ＰＶＯ）の期間内に、未燃ＨＣを含む高温残留ガスを吸気系に逆流させ、その後の次の吸気行程で未燃ＨＣガスを含む残留ガスを筒内に再導入して燃焼させることで、排気ガス中の排気有害成分を低減することを可能としているものである。
SAE Paper 2012-01-0416；Development of a Hydraulic Variable Valve Timing Control System with an Optimum Angular Position Locking Mechanism
　ところで、非特許文献１においては上述の通り、始動初期に「正のバルブオーバーラップ」(ＰＶＯ）の期間内に、未燃ＨＣを含む高温残留ガスを吸気系に逆流させ、その後の次の吸気行程で、未燃ＨＣがスを含む残留ガスを筒内に再導入して、再燃焼させることで排気ガス中の排気有害成分の排出を低減するようにしている。
　しかしながら、内燃機関が冷機されている冷機始動においては、「正のバルブオーバーラップ」(ＰＶＯ）の期間内に、未燃ＨＣを含む残留ガスを吸気系に逆流させているので、高温残留ガスが吸気系に戻されることで冷却されてしまい、筒内に再吸入された時点ではその分温度の低いものとなる。したがって、筒内での燃焼の安定化の観点からすると、高温残留ガスによる混合気加熱効果がその分低下しているので冷機始動時に燃焼の悪化を惹起する恐れがあった。
　本発明の主たる目的は、冷機始動時の燃焼の悪化を抑制して排気ガス中の排気有害成分を低減することができる新規な内燃機関の可変動弁システム及び可変動弁のコントロール装置を提供することにある。
　本発明の好ましい実施形態において、内燃機関の冷機始動時には、吸気バルブ可変動弁機構によって吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）を、最遅角開時期（ＩＶＯｒｔｄ）より進角側で、しかも最進角開時期（ＩＶＯａｄｖ）より遅角側の間で、排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＩＴｃ）だけ遅角側に設定すると共に、排気バルブ可変動弁機構によって排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）を、最進角閉時期（ＥＶＣａｄｖ）より遅角側で、しかも最遅角時期（ＥＶＣｒｔｄ）より進角側の間で、排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度(ＥＴｃ)だけ進角側に設定して、吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）と排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）とが重ならない「負のバルブオーバーラップ」（ＮＶＯｃ）を形成する。
　本発明の好ましい実施形態によれば、内燃機関の冷機始動時において、排気行程の末期から吸気行程の初期にかけて「負のバルブオーバーラップ」（ＮＶＯｃ）を形成することによって、高温燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）を筒内に封じ込め、しかもピストンで加圧することにより、残留している筒内ガス及び機関本体が加熱されて、冷機始動時における燃焼の悪化を抑制して排気ガス中の排気有害成分を低減することができるようになる。
内燃機関の可変動弁システムの要部の構成を説明する構成図である。 排気バルブ可変動弁機構の要部を示す要部断面図である。 本発明の実施形態を説明するバルブタイミング特性を示す特性図である。 本発明の実施形態の暖機後の部分負荷時のバルブタイミング特性と従来の形態のバルブタイミング特性を比較したＰＶ線図である。 本発明の実施形態の負荷とバルブオーバーラップの関係を示す特性図である。 本発明の実施形態になる可変動弁機構を制御する停止移行時の制御フローを示すフローチャート図である。 本発明の実施形態になる可変動弁機構を制御する運転時の制御フローを示すフローチャート図である。 本発明の他の実施形態になるバルブタイミング特性を示す特性図である。
　以下、本発明の実施形態について図面を用いて詳細に説明するが、本発明は以下の実施形態に限定されることなく、本発明の技術的な概念の中で種々の変形例や応用例をもその範囲に含むものである。
　図１は内燃機関の可変動弁システムの要部の構成を示すものであり、排気カム軸１０には気筒あたり２個の排気カム１１が設けられている。この排気カム１１は、排気バルブ１２を開閉するものである。また、排気カム軸１０の一端には、スプロケット機構１３と、これに固定された排気バルブ可変動弁機構(以下、排気ＶＴＣと表記する)１４が取り付けられており、排気カム軸１０をスプロケット機構１３に対して相対回転（位相変換）させて排気カム１１の相対回転位置を制御している。
　スプロケット機構１３は、タイミングスプロケット１５を備えており、図示しないタイミングベルトによってクランク軸によって回転されている。また、排気ＶＴＣ１４は、ハウジング１６と、このハウジング１６の両端に固定されたフロントカバー１７とリアカバー１８によって形成された空間に油圧で駆動されるベーンが内蔵されている。タイミングスプロケット１５とリアカバー１８は相互に固定されており、またベーンは排気カム軸１０に固定されている。したがって、油圧によってベーンの回転位置を調整することによって、排気カム軸１０がこれに対応して排気バルブの開閉位相を調整するようになっている。
　同様に、吸気カム軸２０には気筒あたり２個の吸気カム２１が設けられている。この吸気カム２１は、吸気バルブ２２を開閉するものである。また、吸気カム軸２０の一端には、スプロケット機構２３と、これに固定された吸気バルブ可変動弁機構(以下、吸気ＶＴＣと表記する)２４が取り付けられており、吸気カム軸２０をスプロケット機構２３に対して相対回転（位相変換）させて吸気カム２１の相対回転位置を制御している。
　スプロケット機構２３は、タイミングスプロケット２５を備えており、図示しないタイミングベルトによってクランク軸によって回転されている。また、吸気ＶＴＣ２４は、ハウジング２６と、このハウジング２６の両端に固定されたフロントカバー２７とリアカバー２８によって形成された空間に油圧で駆動されるベーンが内蔵されている。タイミングスプロケット２５とリアカバー２８は相互に固定されており、またベーンは吸気カム軸２０に固定されている。したがって、油圧によってベーンの回転位置を調整することによって、吸気カム軸２０がこれに対応して吸気バルブの開閉位相を調整するようになっている。
　制御装置３０は、内燃機関の各種の運転状態情報、排気ＶＴＣ実位置信号、吸気ＶＴＣ実位置信号等を入力とし、排気位相制御信号を排気電磁切換弁３１に供給し、また吸気位相制御信号を吸気電磁切換弁３２に供給することで、排気ＶＴＣ１４の排気位相制御油圧、及び吸気ＶＴＣ２４の吸気位相制御油圧を制御している。
　次に、排気ＶＴＣ１４と吸気ＶＴＣ２４の構成について簡単に説明するが、排気ＶＴＣ１４と吸気ＶＴＣ２４の構成は実質的に同じ構成なので、以下では排気ＶＴＣ１４の構成について説明する。
　図２に示すリアビュー断面図において、ハウジング３５(１６)は、円筒状のハウジング本体３５ａの前端開口が円板状のフロントカバー１７(図１参照)によって閉塞されていると共に、後端開口が円盤状のリアカバー１８(図１参照)によって閉塞されている。また、ハウジング本体３５ａの内周面の周方向の約９０°位置には、４つの隔壁であるシュー３５ｂが内方に向かって突設されている。
　リアカバー１８は、タイミングスプロケット１３の中央位置に両者一体に設けられ、外周部が４本のボルト３９によってハウジング本体３５ａとフロントカバー１７に共締め固定されている。また、リアカバー１８のほぼ中央には、ベーンロータ３６の円筒部に外周に軸受される大径な軸受孔が軸方向に貫通形成されている。
　ベーンロータ３６は、中央にボルト挿通孔を有する円筒状のロータ３７と、ロータ３７の外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４枚のベーン３８、３８aとを備えている。ロータ３７は、前端側の小径筒部がフロントカバー１７の中央支持孔に回転自在に支持されている一方、後端側の小径な円筒部がリアカバー１８の軸受孔に回転自在に支持されている。
　また、ベーンロータ３６は、ロータ３７のボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト４０によって排気カム軸１０の前端部に軸方向から固定されている。また、各ベーン３８、３８ａは、各シュー３５ｂ間に配置されていると共に、各外面の軸方向に形成された細長い保持溝内に前記ハウジング本体３５ａの内周面に摺接するシール部材及びこのシール部材をハウジング本体内周面方向に押圧する板ばねがそれぞれ嵌着、保持されている。
　また、この各ベーン３８、３８ａの両側と各シュー３５ｂの両側面との間に、それぞれ４つの遅角室４１と進角室４２がそれぞれ隔成されている。尚、ベーン３８ａは、進角側のストッパ機能と、遅角側のストッパ機能を備えている。
　そして、排気電磁切換弁３１の切り換え作動によって、夫々の遅角室４１と夫々の進角室４２に作動油を選択的に供給することによって、ベーンロータ３６(排気カム軸１０）をクランクシャフトに対して相対回転位相を変更させるようになっている。また、各進角室４２内には、ベーンロータ３６を進角方向へ常時付勢する４本のコイルスプリング４３が装着されている。
　同様に、吸気ＶＴＣ２４も同じ構成となっているが、進角室及び遅角室が逆の関係となっており、ベーンロータ３６を遅角方向へ常時付勢する４本のコイルスプリングが遅角室にそれぞれ装着されている。
　図２において、ベーン３８ａのストッパ面４４が進角時期（Ｅｍａｘ）と一致した状態で、ベーン３８ａの他方側面とシュー３５ｂ側面が当接し最進角の位相となっている。また、ベーン３８ａのストッパ面４４が遅角時期（Ｅｍｉｎ）と一致した状態でストッパ面４４の当接により最遅角の位相となっている。ここで、進角室４２に収納されたコイルスプリング４３は、図２に示すようにベーン３８ａ、３８を進角側に付勢している。
　ここで、中間角時期（Ｅｍｉｄ）は、最進角時期（Ｅｍａｘ）と最遅角時期（Ｅｍｉｎ）の間にあり、最進角時期（Ｅｍａｘ）よりやや遅角側にある。そして、この中間角時期（Ｅｍｉｄ）と一致した位相（デフォルト位相）では、ベーン３８ａに内蔵された締結ピン４５とリアカバー１８側の締結穴が一致し、デフォルト位置でベーン３８ａ、３８が位置決めされるようになっている。
　また、吸気ＶＴＣ２４も図２に示す排気ＶＴＣ１４と同様な構造となっているが、最進角時期（Ｉｍａｘ）と最遅角磁気（Ｉｍｉｎ）の間で形成される変換位相角が排気ＶＴＣ１４より大きく設定されている。
　そして、排気ＶＴＣ１４と同様に、最進角時期（Ｉｍａｘ）と最遅角時期（Ｉｍｉｎ）の間に設定され、ベーン内の締結ピンとリアカバー側の締結穴が一致する中間角時期(Ｉｍｉｄ)であるデフォルト位置は、最進角時期（Ｉｍａｘ）より大きく遅角側に設定され、最遅角時期(Ｉｍｉｎ)よりやや進角側に設定されている。
　したがって、ベーンのストッパ面が、この中間角時期（Ｉｍｉｄ）と一致した位相では、排気ＶＴＣ１４と同様にベーン内の締結ピンとリアカバー２８側の締結穴が一致し、デフォルト位置でベーンが位置決めされるようになっている。
　次に、本実施形態のバルブタイミング特性を説明するが、図３では「(Ａ)冷機始動状態」と、「(Ｂ)暖機後の部分負荷状態」と、「(Ｃ)暖機後の全負荷状態」の夫々のバルブタイミング特性を示している。ここで、「(Ａ)冷機始動状態」は、例えば内燃機関の本体温度が４０℃以下の状態であり、また、「(Ｂ)暖機後の部分負荷状態」は、例えばアクセルペダルが中間付近程度まで踏み込まれた状態であり、更に、「(Ｃ)暖機後の全負荷状態」は、例えばアクセルペダルが最大付近程度まで踏み込まれた状態である。以下、夫々のバルブタイミング特性について説明する。≪冷機始動状態≫　冷機始動時においては、図３の「(Ａ)冷機始動状態」に示すバルブタイミング特性となる。ここでは、排気ＶＴＣ１４は上述の中間角時期（ＥＶＣｃ＝Ｅｍｉｄ）で、ベーン３８ａが締結ピン４５を介してリアカバー１８と締結されるので、デフォルト位置となる。同様に、吸気ＶＴＣ２４のベーンも上述の中間角時期（ＩＶＯｃ＝Ｉｍｉｄ）で、ベーンが締結ピンを介してリアカバーと締結されるので、デフォルト位置となる。
　この結果、排気ＶＴＣ１４と吸気ＶＴＣ２４の両方がデフォルト位置となるので、排気バルブと吸気バルブのバルブタイミングは、図３の「(Ａ)冷機始動状態」に示すバルブタイミングとなる。
　つまり、排気バルブの閉時期（ＥＶＣ）が、排気バルブの最進角閉時期（ＥＶＣａｄｖ）より遅角側で、しかも最遅角閉時期（ＥＶＣｒｔｄ）より進角側の間で、排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＥＴｃ）だけ進角側の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）に設定されている。ここで、最進角閉時期（ＥＶＣａｄｖ）は図２で示す最進角時期（Ｅｍａｘ）と同じであり、最遅角閉時期（ＥＶＣｒｔｄ）は図２で示す最遅角時期（Ｅｍｉｎ）と同じである。
　また、吸気バルブ開時期（ＩＶＯ）は、吸気バルブの最遅角開時期（ＩＶＯｒｔｄ）より進角側で、しかも最進角開時期（ＩＶＯａｄｖ）より遅角側の間で、排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＩＴｃ）だけ遅角側の吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）に設定されている。ここで、最進角開時期（ＩＶＯａｄｖ）は最進角時期（Ｉｍａｘ）と同じであり、最遅角開時期（ＩＶＯｒｔｄ）は最遅角時期（Ｉｍｉｎ）と同じである。
　この結果、冷間始動時においては、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）と吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）の間には、所定角度（ＩＴｃ）と所定角度（ＥＴｃ）を足し合わせた「ＩＴｃ＋ＥＴｃ」の角度からなる「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｃ)が設定されることになる。これによって、排気行程の末期から吸気行程の初期にかけて、高温燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）が筒内に封じ込められ、且つピストンで加圧されることになる。
　ここで、所定角度（ＩＴｃ）と所定角度（ＥＴｃ）は略同じ角度に設定されている。尚、略同じ角度とは、排気ＶＴＣ１４、及び吸気ＶＴＣ２４の組立後の機構的な誤差や設計上の公差等を含む概念であり、必ずしも同じ角度を意味するものではない。
　したがって、冷機始動時において、「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｃ)の期間(排気行程の末期から吸気行程の初期にかけて）に、高温燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）を筒内に封じ込め、しかもピストンで加圧することにより、圧縮上死点で残留している筒内ガスの温度を上昇させることができ、筒内ガス及びシリンダ本体が顕著に加熱されるようになる。
　このため、次の吸気行程で新気を吸入した場合に形成される混合気の温度を高めることによって冷機始動時における燃焼を安定化して、燃費の向上や排気有害成分の発生を抑制でき、更に内燃機関の暖機性能(機関本体温度の上昇)を向上できるので、オイル粘度低下によって機構系の摩擦抵抗を低減して燃費性能を向上でき、また、排気系に備えられた排気浄化用触媒の温度を早く高める効果も得られるので、更に排気有害成分の低減効果が得られるものとなる。
　尚、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣｃ）を従来の閉時期（ＩＶＣ）と同じに設定した場合、本実施形態では吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）が遅角されているので、吸気バルブの開弁期間(吸気作動角)を狭く設定でき、これによって吸気バルブの動弁摩擦抵抗を減少して、内燃機関の駆動力が無駄に使用されるのを抑制することができる。
　同様の理由で、排気バルブ開時期（ＥＶＯｃ）を従来の開時期（ＥＶＯ）と同じに設定した場合、本実施形態では排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）が進角されているので、排気バルブの開弁期間（排気作動角）を狭く設定でき、これによって排気バルブの動弁摩擦抵抗を減少して、内燃機関の駆動力が無駄に使用されるのを抑制することができる。
　このようなことから、燃費性能を向上することが可能となる。更には、排気バルブの開時期（ＥＶＯ）を可及的に早めることで、燃焼ガス温度が低下しないうちに排気バルブを開き、温度が高い排気ガスを排気ガス浄化用触媒に供給することで、排気ガス浄化用触媒の温度を高めて冷機始動時の排気ガス有害成分を低減することが、動弁摩擦抵抗の増加を抑制しつつ可能となる。
　ここで、従来の「正のバルブオーバーラップ」(ＰＶＯ)によっても筒内にＥＧＲガスを導入することができるが、このＥＧＲガスの温度は原理的に本実施形態による「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯ)よりは低くなり、また、吸気バルブ及び排気バルブの開弁期間(吸排作動角)も大きく設定されるので、吸気バルブ及び排気バルブの動弁摩擦抵抗が増加する課題を有している。
　また、吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）及び排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）が、それぞれの最進角時期（ＩＶＯａｄｖ、ＥＶＣａｄｖ）最遅角時期（ＩＶＯｒｔｄ、ＥＶＣｒｔｄ）の間にあるので、暖機運転の途中や暖機後において、「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯ)を拡大したり、逆に減少させたりすることができ、これにより暖機運転途中及び暖機後において、種々の性能向上を実現することが可能となる。≪暖機後の部分負荷状態≫　次に暖機後の部分負荷状態のバルブタイミングについて説明する。暖機後の部分負荷(低負荷)においては、図３の「(Ｂ)暖機後の部分負荷状態」に示すバルブタイミング特性となる。
　すなわち、暖機後の部分負荷(低負荷)状態においては、吸気バルブの開時期（ＩＶＯ）を、冷機始動状態の場合の吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）より更に遅角側で、しかも排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＩＴｐ）だけ遅角側の開時期（ＩＶＯｐ）に変換する。ここで、開時期（ＩＶＯｐ）は最遅角開時期（ＩＶＯｒｔｄ）と同じ開時期とされている。
　また、これと同時に、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）を吸気下死点（ＢＤＣ）と圧縮上死点（ＴＤＣ）の中間位置付近まで遅角した吸気バルブの閉時期（ＩＶＣｐ）に設定する。これは、例えば、吸気ＶＴＣ２４によってベーンを上述の吸気バルブの最遅角開時期（Ｉｍｉｎ）まで位相変換すれば良いものである。
　また、暖機後の部分負荷(低負荷)状態においては、排気バルブの閉時期（ＥＶＣ）を、冷機始動状態の場合の排気バルブの閉時期(ＥＶＣｃ)より更に進角側で、しかも排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＥＴｐ）だけ進角側の閉時期（ＥＶＣｐ）に変換する。ここで、閉時期（ＥＶＣｐ）は最進角閉時期（ＥＶＣａｄｖ）と同じ閉時期とされている。
　また、これと同時に、排気バルブの開時期（ＥＶＯ）を排気下死点（ＢＤＣ）と圧縮上死点（ＴＤＣ）の中間位置の間の区間まで進角して排気バルブの開時期（ＥＶＯｐ）に設定する。これは、例えば、排気ＶＴＣ１４によってベーン３８ａ、３８を上述の排気バルブの最進角時期（Ｅｍａｘ）まで位相変換すれば良いものである。
　これによって、冷機始動状態の場合の「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｃ)より更に長い、所定角度（ＩＴｐ）と所定角度(ＥＴｐ)を足し合わせた「ＩＴｐ＋ＥＴｐ」の角度からなる「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｐ)が設定されることになる。したがって、排気行程の末期から吸気行程の初期にかけて、高温燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）を筒内に封じ込め、しかもピストンで加圧することができる。
　このため、内燃機関の暖機後の部分負荷(低負荷)における燃費効率を充分に向上することが可能となる。すなわち、暖機後の部分負荷（低負荷）においては、内燃機関の機構系の摩擦抵抗が冷機状態時より低減することもあり、吸入空気量を冷機状態時より低減することができるが、その場合にスロットルバルブを閉じて吸入空気量を低減すると、いわゆるポンプ損失が増加して燃費性能が悪化してしまう恐れがある。
　そこで、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）を吸気下死点と圧縮上死点の中間位置付近まで大きく遅角して、いわゆる「遅閉じアトキンソンサイクル」とすることで、スロットルバルの開度を大開度に維持しつつ、吸入空気量を低減することが考えられる。
　しかしながら、その場合には、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）が遅角されているので有効圧縮比が下がり、圧縮上死点でのガス温度が低下して燃焼の悪化が生じて所望の燃費低減効果が得られない恐れがある。
　それに対し、本実施形態では、大きな「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｐ)によって圧縮上死点でのガス温度を上昇することができるので、この様な燃焼の悪化が回避されて所望の燃費低減効果が得られるようになる。
　また、大きな「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｐ)により、筒内における高温燃焼ガスが相対的に増えることによって新気の量が相対的に減少されるので、所定の部分負荷トルクを得るのに必要なスロットル開度をさらに拡大でき（図５に示すスロットル大開度θｐ域）、これによってポンプ損失を更に低減できて燃費効率を向上することができるようになる。
　尚、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣｐ）を従来の閉時期（ＩＶＣ）と同じに設定した場合、本実施形態では吸気バルブの開時期(ＩＶＯｐ)が遅角されているので、吸気バルブの開弁期間（吸気作動角）を狭く設定でき、これによって吸気バルブの動弁摩擦抵抗を減少して、内燃機関の駆動力が無駄に使用されるのを抑制することができ、結果として燃費性能を向上することが可能となる。
　同様の理由で、排気バルブ開時期（ＥＶＯｐ）を従来の開時期（ＥＶＯ）と同じに設定した場合、本実施形態では排気バルブの閉時期（ＥＶＣｐ）が進角されているので、排気バルブの開弁期間(排気作動角)を狭く設定でき、これによって排気バルブの動弁摩擦抵抗を減少して、内燃機関の駆動力が無駄に使用されるのを抑制することができ、結果として燃費性能を向上することが可能となる。
　ここで、本実施形態では、特に所定角度（ＩＴｐ）と所定角度（ＥＴｐ）が、略同じ角度になるように設定されている。これによれば、「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｐ)の間に発生する、ポンプ損失を低減できるようになる。その理由について図４に示すＰＶ線図を用いて説明する。
　ここで、所定角度（ＩＴｐ）と所定角度（ＥＴｐ）は略同じ角度に設定されているが、上述の通り略同じ角度とは、排気ＶＴＣ１４、及び吸気ＶＴＣ２４の組立後の機構的な誤差や設計上の公差等を含む概念であり、必ずしも同じ角度を意味するものではない。
　図４の(Ａ)は、本実施形態(図３の(Ｂ)に示すバルブタイミング特性)のＰＶ線図を示し、図４の(Ｂ)は、比較対象としての参考例１（ＥＴｐ≒０＜ＩＴｐ）でのＰＶ線図を示し、図４の(Ｃ)は、同じく比較対象としての参考例２（ＥＴｐ＞ＩＴｐ≒０）でのＰＶ線図を示している。
　図４の(Ｂ)の参考例１においては、排気上死点（ＴＤＣ）からピストンが下がっていく過程で、吸気バルブの開時期（ＩＶＯｐ）までの区間（ＩＴｐ）は筒内負圧が発達する。そして、この筒内負圧はピストンの下降動作を抑制するように作用するので、ＰＶ線図に示すように吸入初期のポンプ損失（下向き三角領域）が発生する。
　また、図５の(Ｃ)の参考例２においては、排気上死点（ＴＤＣ）前の排気バルブが閉じる閉時期（ＥＶＣｐ）から排気上死点（ＴＤＣ）に向けてピストンが上昇していく過程で、排気上死点（ＴＤＣ）までの区間（ＥＴｐ）は筒内正圧が発達する。そして、この筒内正圧はピストンの上昇動作を抑制するように作用する。ここで、排気上死点（ＴＤＣ）を越えると吸気バルブが開くので、この筒内の正圧ガスは吸気側に逆流してしまい、ピストンの下降動作を助長するためのエネルギとして回収することができない。その結果、(Ｃ)のＰＶ線図に示すように、排気行程の末期のポンプ損失（上向き三角領域）が発生する。
　このように、参考例１、２ともポンプ損失が大きくなるので部分負荷での燃費の悪化を生じるようになるものである。
　これに対して、本実施形態においては、図４(Ａ）のＰＶ線図に示すように、吸気行程の初期のポンプ損失、及び排気行程の末期のポンプ損失とも抑制することができる。
　つまり、参考例２と同様に、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｐ）が排気上死点（ＴＤＣ）前であり、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｐ）から排気上死点（ＴＤＣ）にかけて、高温燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）が所定角度（ＥＴｐ）分だけ圧縮されて、その時点ではピストンの上昇動作を抑止しようと作用する。
　一方、吸気バルブの開時期（ＩＶＯｐ）が排気上死点（ＴＤＣ）から同じ角度で、所定角度（ＩＴｐ）分だけ遅れているので、排気上死点（ＴＤＣ）を越えてピストンが下降動作に移ると、先に圧縮された高温燃焼ガスの圧力が開放されてピストンの下降動作を助長するエネルギとして回収されるようになる。その結果、図４（Ａ）に示すように、三角形の面積の発生が抑制され、排気上死点（ＴＤＣ）前後のポンプ損失が抑制されるのである。
　したがって、所定角度（ＥＴｐ）＝所定角度（ＩＴｐ）の関係が最も好ましく、図４の(Ａ)のＰＶ線図に示すように、排気行程の末期のポンプ損失と吸気行程の初期のポンプ損失の両方を除去できるようになる。このように、図４の(Ａ)に示す本実施形態の部分負荷状態でのバルブタイミング特性は、排気上死点（ＴＤＣ）前後のポンプ損失を抑制するという観点でも、更に燃費性能を向上できるものである。≪暖機後の全負荷状態≫　次に暖機後の全負荷状態のバルブタイミングについて説明する。暖機後の全負荷においては、図３の「(Ｃ)暖機後の全負荷状態」に示すバルブタイミング特性となる。
　すなわち、暖機後の全負荷状態においては、吸気ＶＴＣ２４のストッパ面は最進角時期（Ｉｍａｘ）まで最大限の進角変換が行われる。このため吸気気バルブの開時期（ＩＶＯ）は、冷機始動状態の場合の吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）より大幅に進角側に進角され、しかも排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＩＴｈ）だけ進角側の開時期（ＩＶＯｈ）に変換される。ここで、開時期（ＩＶＯｈ）は最進角開時期（ＩＶＯａｄｖ）と同じ開時期とされている。
　また、暖機後の全負荷状態においては、排気ＶＴＣ１４のストッパ面４４は最遅角時期(Ｅｍｉｎ)まで最大限の遅角変換が行われる。排気バルブの閉時期（ＥＶＣ）を、冷機始動状態の場合の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）より大幅に遅角側に遅角され、しかも排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＥＴｈ）だけ遅角側の閉時期(ＥＶＣｈ)に変換される。ここで、閉時期(ＥＶＣｈ)は最進角閉時期（ＥＶＣｒｔｄ）と同じ閉時期とされている。
　したがって、吸気バルブの開時期（ＩＶＯｈ）が最大進角開時期（ＩＶＯａｄｖ）となり、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｈ）が最大遅角閉時期（ＥＶＣｒｔｄ）となるので、大きな「正のバルブオーバーラップ」(ＰＶＯｈ)が設定される。また、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣｈ）は吸気下死点付近まで進角し、排気バルブの開時期（ＥＶＯｈ）は膨張下死点付近まで遅角する。ここで、吸気ＶＴＣ２４の進角変換角は、排気ＶＴＣ１４の遅角変換角より大きく、その結果、上述の「正のバルブオーバーラップ」(ＰＶＯｈ)の区間中心は、図３の（Ｃ）に示すように、排気上死点（ＴＤＣ）より進角することになる。
　そして、このようなバルブタイミング特性によれば、暖機後の全負荷状態における機関トルクを充分に高めることが可能となる。すなわち、排気バルブの開時期（ＥＶＯｈ）が膨張下死点（ＢＤＣ）付近まで遅角されたので、排気脈動の負圧波が排気バルブ付近に到来するタイミングが、「正のバルブオーバーラップ」（ＰＶＯｈ）の近くまで遅れるようになる。
　このため、負圧波によって開状態の排気バルブを介して筒内の高温燃焼ガスを吸い出し、そこに冷たい新気が、開状態の吸気バルブを介して筒内に導入される、という所謂掃気効果が得られる。これによって、全負荷状態での吸気充填効率が高まるだけでなく、筒内を新気により冷却するので、いわゆる耐ノッキング性も向上して、両者の効果により機関トルクの絶対値を高めることができるようになる。
　さらに、「正のバルブオーバーラップ」（ＰＶＯｈ）の区間中心が、排気上死点（ＴＤＣ）より進角しているので、排気脈動の負圧波が「正のバルブオーバーラップ」（ＰＶＯｈ）と同期しやすくなり、上記掃気効果を大きくすることができる。つまり、排気脈動の負圧波が排気バルブ付近に到来するタイミングを、「正のバルブオーバーラップ」（ＰＶＯｈ）の区間中心に近づけることができる。
　また、本実施形態では内燃機関の筒内で燃焼される混合気は、冷機時や暖機後の部分負荷状態では、リーン状態の混合気としても良い。その場合、空燃比が理論空燃比よりリーン状態であるのでエンジン本体からの排気有害成分の発生が少ない、さらに燃費性能が向上する、といった長所があるが、燃焼の安定性に課題がある。ところが、本実施形態においては、前述のＮＶＯの効果によって燃焼の安定性が向上できるので、リーン状態の混合気を使用する長所を十分に発揮することができるようになる。
　次に運転条件（状態）を変化させた場合のバルブオーバーラップの変化とスロットルバルブの開度変化を図５に基づき説明する。
　上述してきたように、冷機運転状態（冷機始動後のファ－ストアイドル等）では、中程度の「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｃ）により、冷機運転時の燃焼の安定化や暖機性能の向上等により、燃費性能の向上や排気ガス有害成分を低減する。その際、冷機運転時だと、内燃機関の機構系の摩擦抵抗が大きいので、この摩擦抵抗に打ち勝つためにスロットルバルブの開度θｃは大開度として機関トルクを高めている。
　また、暖機後のアイドルでは、冷機運転時のバルブタイミングが維持されている。つまり、例えば、暖機後アイドルの「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｉ）は、冷機運転時の「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｃ）と一致させている。ここで、暖機後は内燃機関の機構系の摩擦抵抗が小さくなっているので、燃焼トルクを下げるために、スロットルバルブの開度を小開度θｉまで閉じている。
　これによって、大きな吸気負圧が生じてポンプ損失は増加するが、暖機後のアイドルであるため、少吸入空気量（小燃焼トルク）であるが故の燃焼変動・回転変動をこの負圧による燃料霧化改善効果により高め、その結果、アイドルでの燃焼安定性、回転安定性、燃費性能等を向上することができる。
　ここで、仮に通常の「正バルブオーバーラップ」(ＰＶＯ)であると、スロットルバルブの開度を小さくしたことによって増加した吸気負圧が、開状態の吸気バルブを介して筒内の内部ＥＧＲを吸気系に吸いだしたり、さらにはこの吸気負圧が「正バルブオーバーラップ」(ＰＶＯ)の区間に開状態の排気バルブを介して排気ポ－ト側から排気ガスを筒内に再吸入してしまう。そして、吸気系に吸い出された内部ＥＧＲが次の吸気行程において再度筒内に導入され、さらに前述のような排気ポート側から筒内に導入される内部ＥＧＲも付加されて、最終的に筒内に導入される内部ＥＧＲが過大となり燃焼安定性が悪くなるという問題がある。
　それに対し、本実施形態では「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｉ)になっているので、吸気バルブと排気バルブが同時に開くことがなく、また排気上死点付近では吸気バルブ、排気バルブとも開いておらず、吸気負圧が高まった暖機後アイドルにおいても、前述のＰＶＯの場合のように筒内に過大な内部ＥＧＲが導入されることはなく、安定した良好な燃焼状態を実現できるようになる。
　したがって、例えば、図５の「負のバルブオーバーラップ」（ＮＶＯｉ´）に示すように、バルブオーバーラップを「０」にしなくても良く、暖機後の部分負荷状態での「負のバルブオーバーラップ」（ＮＶＯｐ）から暖機後のアイドル状態の「負のバルブオーバーラップ」（ＮＶＯｉ）の変化幅を抑制できる。これによって、機関運転条件が両領域を行き交う運転状態の吸気ＶＴＣ２４と排気ＶＴＣ１４の変換応答遅れの問題を回避できる。
　また、暖機後の部分負荷状態では、大きな「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｐ）による高温混合ガスにより燃焼を安定化できることに加え、アトキンソンサイクルの実施や、ポンプ損失の低減等により燃費性能を向上する。この場合、大きな「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｐ）やアトキンソンサイクル（吸気バルブ遅閉じ）の実施により、スロットルバルブの開度を絞らずに充填効率（トルク）を抑制できるので、スロットルバルブの開度は大開度θｐとなっている。
　また、暖機後の全負荷状態では、暖機後の全負荷状態における機関トルクを充分に高めることが可能となる。すなわち、排気バルブの開時期（ＥＶＯｈ）が膨張下死点（ＢＤＣ）付近まで遅角されたので、排気脈動の負圧波が排気バルブ付近に到来するタイミングが、「正のバルブオーバーラップ」（ＰＶＯｈ）の近くまで遅れる。このため、負圧波によって開状態の排気バルブを介して筒内の高温燃焼ガスを吸い出し、そこに冷たい新気が、開状態の吸気バルブを介して筒内に導入される。これによって、全負荷状態での吸気充填効率が高まり、更に筒内を新気により冷却するので耐ノッキング性能も向上して、両者の効果により充分に機関トルクの絶対値を高めることができるようになる。
　次に、上述した本実施形態になるバルブタイミング特性を実行するための制御フローについて説明する。尚、この制御フローは制御装置３０によって実行されるものである。図６には、内燃機関を停止する停止移行時に、排気ＶＴＣ１４と吸気ＶＴＣ２４を「負のバルブオーバーラップ（ＮＶＯｃ）となるデフォルト位置に機械的に安定させる制御フローを示している。
　≪ステップＳ１０≫まず、ステップＳ１０においては、内燃機関を停止する機関停止情報や、内燃機関の運転条件情報を読み込む。内燃機機関を停止する機関停止情報としては、代表的にはキーオフ信号があり、また、内燃機関の運転条件情報を示す信号としては数多くあるが、本実施形態では、内燃機関の回転数情報、吸気量情報、水温情報、要求負荷情報(アクセル開度)等があり、更に排気ＶＴＣ１４や吸気ＶＴＣ２４の実位置情報等がある。このステップＳ１０で各種情報を読み込むとステップＳ１１に移行する。
　≪ステップＳ１１≫ステップＳ１１においては、機関停止移行条件かどうかを判断する。この判断は、例えば、キーオフ信号を監視しておけばよく、キーオフ信号が入力されないとリターンに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。一方、キーオフ信号が入力されると、機関停止移行条件と判断してステップＳ１２に移行する。
　≪ステップＳ１２≫ステップＳ１２においては、排気ＶＴＣ１４、及び吸気ＶＴＣ２４にデフォルト位置に移行するように、変換制御信号を排気ＶＴＣ１４の排気電磁切換弁３１、及び吸気ＶＴＣ２４の吸気電磁切換弁３２に出力する。つまり、次回の始動に対応するために、図３の「(Ａ)冷機始動状態」のバルブタイミング特性になるように油圧を制御するものである。
　したがって、排気バルブの閉時期（ＥＶＣ）は、図３の「（Ａ）冷機始動状態」の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ＝Ｅｍｉｄ：図２参照）に設定され、また、吸気バルブ開時期（ＩＶＯ）は、吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ＝Ｉｍｉｄ：同様図２参照）に設定されるものである。これによって「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｃ)が設定されることになる。変換制御信号を排気ＶＴＣ１４の排気電磁切換弁３１、及び吸気ＶＴＣ２４の吸気電磁切換弁３２に出力すると、ステップＳ１３に移行する。
　≪ステップＳ１３≫ステップ１３においては、排気ＶＴＣ１４及び吸気ＶＴＣ２４の実位置情報から、排気ＶＴＣ１４及び吸気ＶＴＣ２４がデフォルト位置に移行したか、つまり、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）に設定され、また、吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）に設定されたかどうかが判断される。そして、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）、及び吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）に設定されていないと判断されると、再びステップＳ１２に戻り、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）、及び吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）に設定されたと判断されるとステップＳ１４に移行する。
　≪ステップＳ１４≫ステップＳ１４においては、内燃機関を停止するため燃料噴射弁や点火装置への出力制御信号を停止する。これによって内燃機関の回転数Ｎｅが低下していき、これに伴って油圧ポンプの作動油の油圧が低下することになる。内燃機関が停止されると、排気ＶＴＣ１４及び吸気ＶＴＣ２４は、以下の動作をその機構に基づいて実行する。この動作は、フローチャートでいう制御ステップではないが、便宜上制御ステップとして説明する。
　≪ステップＳ１５～ステップＳ１７≫内燃機関の回転数Ｎｅの低下に伴い、油圧ポンプからの作動油の吐出圧も下がるので、排気ＶＴＣ１４、及び吸気ＶＴＣ２４のベーン内に保持されていた締結ピン４５（図２参照）は、リタ－ンスプリングによりリアカバー方向に移動する。一方、排気ＶＴＣ１４、及び吸気ＶＴＣ２４の進角室、遅角室には作動油が充満されており、回転数Ｎｅが下がってもベーン位置はそのまま維持されている。
　そして、リタ－ンスプリングによって締結ピンが、リアカバー方向に更に移動して締結穴に締結することで、ベーンはハウジングに固定され、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）、及び吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）のデフォルト位置に最終的に決定される。ここで、締結ピンの先端はテ－パ形状に形成されており、ベーンの位相が多少ずれていても締結ピンを締結穴に係合させることができる。そして内燃機関は回転数Ｎｅ＝０となって機関停止となるものである。
　このようにして、内燃機関を停止する停止移行時に、排気ＶＴＣ１４と吸気ＶＴＣ２４を、「負のバルブオーバーラップ（ＮＶＯｃ）が得られる、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）と吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）のデフォルト位置に機械的に安定させることができるようになるものである。
　次に、この状態から内燃機関の運転を再開する場合の制御フローを図７に基づき説明する。この制御フローも制御装置３０によって実行されるものである。
　≪ステップＳ２０≫まず、ステップＳ２０においては、内燃機関を始動する機関始動情報や、内燃機関の運転条件情報を読み込む。内燃機機関を始動する機関始動情報としては、代表的にはキーオン信号、或いはスタータ起動信号があり、また、内燃機関の運転条件情報を示す信号としては数多くあるが、本実施形態では、内燃機関の回転数情報、吸気量情報、水温情報、要求負荷情報(アクセル開度)等があり、更に排気ＶＴＣ１４や吸気ＶＴＣ２４の実位置情報等がある。このステップＳ２０で各種情報を読み込むとステップＳ２１に移行する。
　≪ステップＳ２１≫ステップＳ２１においては、機関始動条件かどうかを判断する。この判断は、例えば、スタータ起動信号を監視しておけばよく、スタータ起動信号が入力されないとリターンに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。一方、スタータ起動信号が入力されると、機関始動条件と判断してステップＳ２２に移行する。
　≪ステップＳ２２≫ステップＳ２２においては、スタータ起動信号を受けてスタータモータによる内燃機関のクランキングを開始する。そして、クランキングが開始されるや否やステップＳ２３に移行する。
　≪ステップＳ２３≫ステップＳ２３においては、排気ＶＴＣ１４及び吸気ＶＴＣ２４にデフォルト位置に移行するように、変換制御信号を排気ＶＴＣ１４の排気電磁切換弁３１、及び吸気ＶＴＣ２４の吸気電磁切換弁３２に出力する。これは、油圧ポンプの作動油の油圧が上昇した時に、何らかの原因で締結ピンが締結穴から抜けて締結状態が解除されても、排気ＶＴＣ１４及び吸気ＶＴＣ２４のベーンをデフォルト位置に維持しておくための制御である。そして、変換制御信号を排気ＶＴＣ１４の排気電磁切換弁３１、及び吸気ＶＴＣ２４の吸気電磁切換弁３２に出力すると、ステップＳ２４に移行する。
　≪ステップＳ２４≫ステップ２４においては、排気ＶＴＣ１４及び吸気ＶＴＣ２４の実位置情報から、排気ＶＴＣ１４及び吸気ＶＴＣ２４がデフォルト位置に移行したか、つまり、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）に設定され、また、吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）に設定されたかどうかが判断される。そして、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）、及び吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）に設定されていないと判断されると、再びステップＳ２３に戻り、排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）、及び吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）に設定されたと判断されるとステップＳ２５に移行する。
　≪ステップＳ２５≫ステップＳ２５においては、スタータモータの回転に合せて内燃機関を始動するため燃料噴射弁や点火装置へ出力制御信号を供給する。これによって内燃機関の回転数Ｎｅが増加していき、これに伴って油圧ポンプの作動油の油圧が上昇することになる。燃料噴射弁や点火装置へ出力制御信号を供給するとステップＳ２６に移行する。
　≪ステップＳ２６≫ステップＳ２６においては、内燃機関の機関温度（冷却水温度）を検出して所定温度Ｔ０を超えたかどうかを判断する。所定温度Ｔ０を超えていなければ冷機状態と判断してリターンに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。この状態は冷機始動状態となる。したがって、図３の「（Ａ）冷機始動状態」の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）、及び吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）によって「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｃ)が設定されて、始動されることになる。
　一方、所定温度Ｔ０を超えていれば冷機状態から暖機完了したと判断して、夫々の運転条件に応じて排気ＶＴＣ１４、及び吸気ＶＴＣ２４が制御マップに基づいて制御されることになる。したがって、所定温度Ｔ０を超えて暖機が完了していればステップＳ２７に移行する。
　≪ステップＳ２７、ステップＳ２８≫ステップＳ２７においては、スロットルバルブの開度、或いはアクセルペダルの開度からアイドル条件かどうかを判断する。アイドル条件と判断されると、ステップＳ２８に移行して、排気ＶＴＣ１４、及び吸気ＶＴＣ２４によって、アイドル時の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｉ）、及び吸気バルブの開時期（ＩＶＯｉ）によってアイドル時の「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｉ)に制御するものである。一方、アイドル状態ではないと判断されるとステップＳ２９に移行する。
　≪ステップＳ２９～ステップＳ３０≫ステップＳ２９においては、スロットルバルブの開度、或いはアクセルペダルの開度から部分負荷条件かどうかを判断する。部分負荷条件と判断されると、ステップＳ３０に移行して、排気ＶＴＣ１４、及び吸気ＶＴＣ２４によって、部分負荷時の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｐ）、及び吸気バルブの開時期（ＩＶＯｐ）によって、部分負荷時の「負のバルブオーバーラップ」(ＮＶＯｐ)に制御するものである。この部分負荷でのバルブタイミング特性は、図３の「（Ｂ）暖機後の部分負荷状態」に示すバルブタイミングである。一方、部分負荷状態ではないと判断されるとステップＳ３１に移行する。
　≪ステップＳ３１～ステップＳ３２≫ステップＳ３１においては、スロットルバルブの開度、或いはアクセルペダルの開度から全負荷条件かどうかを判断する。全負荷条件と判断されると、ステップＳ３２に移行して、排気ＶＴＣ１４、及び吸気ＶＴＣ２４によって、全負荷時の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｈ）、及び吸気バルブの開時期（ＩＶＯｈ）によって、全負荷時の「正のバルブオーバーラップ」(ＰＶＯｈ)に制御するものである。この全負荷でのバルブタイミング特性は、図３の「（Ｃ）暖機後の全負荷状態」に示すバルブタイミングである。一方、全負荷状態ではないと判断されるとリターンに抜けて次の起動タイミングを待つことになる。
　このようにして、本実施形態では、広い運転範囲で燃焼状態を安定な状態に管理できるバルブタイミング特性を得ることができ、排気有害成分の発生を抑制し、しかも燃費性能の向上を図ることができるようになる。
　次に、本発明の第２の実施形態について、図８を用いて説明する。第１の実施形態では、排気バルブと吸気バルブの作動角が一定で、バルブリフトが不変の排気ＶＴＣ１４と吸気ＶＴＣ２４を使用した。これに対して、第２の実施形態は、排気側と吸気側の両方に、作動角と開閉時期を連続的に調整することが可能なバルブリフト可変動弁機構を用いた点で異なっている。
　本実施形態では、排気バルブリフト可変動弁機構(以下、排気ＶＥＬと表記する)と、吸気バルブリフト可変動弁機構(以下、吸気ＶＥＬと表記する)とを用いて、夫々のバルブの開時期、閉時期、及び作動角を調整するものである。
　そして、冷機始動状態においては、吸気ＶＥＬで作動角を縮小して、図８の「（Ａ）冷機始動状態」のようなバルブタイミング特性が設定される。第１の実施形態の図３の「（Ａ）冷機始動状態」として比較して分かるように、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）が、閉時期（ＩＶＣｃ´）というように下死点付近まで進角されている。これによって、第１の実施形態と比較して、有効圧縮比が高まるので燃焼状態が改善されて、排気ガス中の排気有害成分が更に低減できるという効果がある。
　また、暖機後の部分負荷状態においては、吸気ＶＥＬで作動角を拡大して、図８の「（Ｂ）暖機後の部分負荷状態」のようなバルブタイミング特性が設定される。第１の実施形態の図３の「（Ｂ）暖機後の部分負荷状態」として比較して分かるように、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）が、閉時期（ＩＶＣｐ´）というように上死点側まで遅角されている。これによって、第１の実施形態と比較して、アトキンソンサイクルの効果が高まるので、燃費性能を更に向上できるという効果がある。
　更に、暖機後の全負荷状態においては、排気ＶＥＬで作動角を縮小して、図８の「（Ｃ）暖機後の全負荷状態」のようなバルブタイミング特性が設定される。第１の実施形態の図３の「（Ｃ）暖機後の全負荷状態」として比較して分かるように、排気バルブの閉時期（ＥＶＣ）が、閉時期（ＥＶＣｈ´）というように上死点側まで進角されている。これは、第１の実施形態と比較して、「正のオーバーラップ」(ＰＶＯ）における遅角側の一部が除去された形となっている。この付近では、排気脈動が負圧から正圧に戻りだしており、この部分を除去すれば、この戻り正圧による掃気効果の目減りを抑えることができ、掃気効果を更に高めることができるという効果がある。
　このように、排気ＶＥＬ、及び吸気ＶＥＬを採用することによって本発明の効果を更に高めることが可能となる。
　以上の第２の実施形態では、排気側と吸気側の両方に、作動角と開閉時期を連続的に調整することが可能なバルブリフト可変動弁機構を用いているが、一方をバルブリフト可変動弁機構とし、他方を作動角が一定で、バルブリフトが不変の位相可変動弁機構(上述のＶＴＣ)とすることも可能である。
　更に、可変動弁機構の形態として、油圧駆動式の位相可変機構（吸/排気ＶＴＣ）を示したが、油圧駆動に限らず電動駆動式の位相可変機構でも使用することができる。また、可変動弁機構の形態として、作動角と開閉時期が連続変化する吸/排気ＶＥＬの例を示したが、作動角を段階的に調整する吸/排気ＶＶＬのようなものも使用することができる。要は、本発明の主旨を満足するものであれば、具体的な可変動弁機構の形態は限定されないものである。
　以上述べた通り、本発明によれば、内燃機関の冷機始動時には、吸気バルブ可変動弁機構によって吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）を、最遅角開時期（ＩＶＯｒｔｄ）より進角側で、しかも最進角開時期（ＩＶＯａｄｖ）より遅角側の間で、排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＩＴｃ）だけ遅角側に設定すると共に、排気バルブ可変動弁機構によって排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）を、最進角閉時期（ＥＶＣａｄｖ）より遅角側で、しかも最遅角時期（ＥＶＣｒｔｄ）より進角側の間で、排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度(ＥＴｃ)だけ進角側に設定して、吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）と排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）とが重ならない「負のバルブオーバーラップ」（ＮＶＯｃ）を形成する構成とした。
　これによれば、内燃機関の冷機始動時において、排気行程の末期から吸気行程の初期にかけて「負のバルブオーバーラップ」（ＮＶＯｃ）を形成することによって、高温燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）を筒内に封じ込め、しかもピストンで加圧することにより、残留している筒内ガス及び機関本体が加熱されて、冷機始動時における燃焼の悪化を抑制して排気ガス中の排気有害成分を低減することができるようになる。
　尚、本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施形態の構成の一部を他の実施形態の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施形態の構成に他の実施形態の構成を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。
　本願は、２０１７年２月２８日付出願の日本国特許出願第２０１７－０３５８７８号に基づく優先権を主張する。２０１７年２月２８日付出願の日本国特許出願第２０１７－０３５８７８号の明細書、特許請求の範囲、図面、及び要約書を含む全開示内容は、参照により本願に全体として組み込まれる。
　１０…排気カム軸、１１…排気カム、１２…排気バルブ、１３…スプロケット機構、１４…排気バルブ可変動弁機構（排気ＶＴＣ）、１５…タイミングスプロケット、１６（３５）…ハウジング、１７…フロントカバー、１８…リアカバー、２０…吸気カム軸、２１…吸気カム、２２…吸気バルブ、２３…スプロケット機構、２４…吸気バルブ可変動弁機構(吸気ＶＴＣ)、２５…タイミングスプロケット、２６…ハウジング、２７…フロントカバー、２８…リアカバー、３０…制御装置、３１…排気電磁切換弁、３２…吸気電磁切換弁、ＩＶＯｃ…冷間始動時の吸気バルブの開時期、ＥＶＣｃ…冷間始動時の排気バルブの閉時期、ＩＶＯａｄｖ…吸気バルブの最進角時期、ＩＶＯｒｔｄ…吸気バルブの最遅角時期、ＥＶＣａｄｖ…排気バルブの最進角時期、ＥＶＣｒｔｄ…排気バルブの最遅角時期。

Claims (13)

  1. 　動弁制御系を備えた内燃機関の可変動弁システムであって、
    　前記動弁制御系は、少なくとも、
    　吸気バルブの開閉時期を調整する吸気バルブ可変動弁機構と、
    　排気バルブの開閉時期を調整する排気バルブ可変動弁機構と、
    　前記吸気バルブ可変動弁機構、及び前記排気バルブ可変動弁機構を制御する制御手段とを備えており、
    　前記動弁制御系は、内燃機関の冷機始動時においては、
    　前記吸気バルブ可変動弁機構によって、吸気バルブの開時期（ＩＶＯ）を、最遅角開時期（ＩＶＯｒｔｄ）より進角側で、しかも最進角開時期（ＩＶＯａｄｖ）より遅角側の間で、排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＩＴｃ）だけ遅角側の吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）に設定し、
    　前記排気バルブ可変動弁機構によって、排気バルブの閉時期（ＥＶＣ）を、最進角閉時期（ＥＶＣａｄｖ）より遅角側で、しかも最遅角時期（ＥＶＣｒｔｄ）より進角側の間で、排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＥＴｃ）だけ進角側の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）に設定して、
    　前記吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）と前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）とが重ならない「負のバルブオーバーラップ」（ＮＶＯｃ）を形成することを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  2. 　請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    　前記所定角度（ＩＴｃ）と前記所定角度（ＥＴｃ）とは、略同じ角度であることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  3. 　請求項1に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    　前記動弁制御系は、前記内燃機関の暖機後の部分負荷時においては、
    　前記吸気バルブ可変動弁機構によって、前記吸気バルブの開時期（ＩＶＯ）を、前記吸気バルブの閉時期（ＩＶＯｃ）より遅角側で、しかも前記排気上死点よりも所定角度（ＩＴｐ）だけ遅角側の吸気バルブの開時期（ＩＶＯｐ）に設定すると共に、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）を、吸気下死（ＢＤＣ）点と圧縮上死点（ＴＤＣ）の中間位置付近の吸気バルブの閉時期（ＩＶＣｐ）に設定し、
    　前記排気バルブ可変動弁機構によって、前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣ）を、前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）より進角側で、しかも前記排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＥＴｐ）だけ進角側の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｐ）に設定することを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  4. 　請求項３に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    　前記所定角度（ＩＴｐ）と前記所定角度（ＥＴｐ）とは、略同じ角度であることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  5. 　請求項1に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    　前記動弁制御系は、前記内燃機関の暖機後の全負荷時においては、
    　前記吸気バルブ可変動弁機構によって、前記吸気バルブの開時期（ＩＶＯ）を、前記吸気バルブの開時期（ＩＶＯｐ）より進角側の吸気バルブの開時期（ＩＶＯｈ）に設定し、
    　前記排気バルブ可変動弁機構によって、前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣ）を、前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣｐ）より遅角側の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｈ）に設定し、しかも排気バルブの開時期（ＥＶＯ）を、膨張下死点（ＢＤＣ）付近の排気バルブの開時期（ＥＶＯｈ）に設定して、
    　前記吸気バルブの開時期（ＩＶＯｈ）と前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣｈ）とが重なる「正のバルブオーバーラップ」(ＰＶＯｈ）を形成することを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  6. 　請求項５に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    　前記「正のバルブオーバーラップ」(ＰＶＯｈ）の期間中心が、前記排気上死点（ＴＤＣ）より進角側に設定されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  7. 　請求項1に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    　前記吸気バルブ可変動弁機構は吸気側機械的安定位置を定める機構を備えており、前記吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）は、前記吸気側機械的安定位置によって決められ、
    　前記排気バルブ可変動弁機構は排気側機械的安定位置を定める機構を備えており、前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）は、前記排気側機械的安定位置によって決められることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  8. 　請求項1に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    　前記吸気バルブ可変動弁機構、及び前記排気バルブ可変動弁機構は、作動角が一定のまま前記開閉時期が変化する位相可変型の可変動弁機構であることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  9. 　請求項1に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    　前記吸気バルブ可変動弁機構、及び前記排気バルブ可変動弁機構の少なくとも一方は、作動角が一定のまま前記開閉時期が変化する位相可変型の可変動弁機構であり、他方は前記作動角と前記開閉時期が共に変化するバルブリフト可変型の可変動弁機構であることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  10. 　請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
    　前記内燃機関に供給される混合気は、リーン状態の混合気であることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
  11. 　可変動弁機構のコントロール装置であって、
    　前記コントロール装置は、少なくとも、
    　吸気バルブの開閉時期を調整する吸気バルブ可変動弁機構と、排気バルブの開閉時期を調整する排気バルブ可変動弁機構とを制御する制御手段を備えており、
    　前記制御手段は、内燃機関の冷機始動時においては、
    　吸気バルブの開時期（ＩＶＯ）を、最遅角開時期（ＩＶＯｒｔｄ）より進角側で、しかも最進角開時期（ＩＶＯａｄｖ）より遅角側の間で、排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＩＴｃ）だけ遅角側の吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）に設定するように前記吸気バルブ可変動弁機構を制御する第１の機能と、
    　排気バルブの閉時期（ＥＶＣ）を、最進角閉時期（ＥＶＣａｄｖ）より遅角側で、しかも最遅角時期（ＥＶＣｒｔｄ）より進角側の間で、排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＥＴｃ）だけ進角側の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）に設定するように前記排気バルブ可変動弁機構を制御する第２の機能を有し、
    　前記第１の機能と前記第２の機能を実行することによって、前記吸気バルブの開時期（ＩＶＯｃ）と前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）とが重ならない「負のバルブオーバーラップ」（ＮＶＯｃ）を形成することを特徴とする可変動弁機構のコントロール装置。
  12. 　請求項１１に記載の可変動弁機構のコントロール装置において、
    　前記制御手段は、前記内燃機関の暖機後の部分負荷時においては、前記吸気バルブの開時期（ＩＶＯ）を、前記吸気バルブの閉時期（ＩＶＯｃ）より遅角側で、しかも前記排気上死点よりも所定角度（ＩＴｐ）だけ遅角側の吸気バルブの開時期（ＩＶＯｐ）に設定すると共に、吸気バルブの閉時期（ＩＶＣ）を、吸気下死（ＢＤＣ）点と圧縮上死点（ＴＤＣ）の中間位置付近の吸気バルブの閉時期（ＩＶＣｐ）に設定するように前記吸気バルブ可変動弁機構を制御する第３機能と、
    　前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣ）を、前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣｃ）より進角側で、しかも前記排気上死点（ＴＤＣ）よりも所定角度（ＥＴｐ）だけ進角側の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｐ）に設定するように前記排気バルブ可変動弁機構を制御する第４機能を有している、ことを特徴とする可変動弁機構のコントロール装置。
  13. 　請求項１１に記載の可変動弁機構のコントロール装置において、
    　前記制御手段は、前記内燃機関の暖機後の全負荷時においては、
    　前記吸気バルブの開時期（ＩＶＯ）を、前記吸気バルブの開時期（ＩＶＯｐ）より進角側の吸気バルブの開時期（ＩＶＯｈ）に設定するように前記吸気バルブ可変動弁機構を制御する第５の機能と、
    　前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣ）を、前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣｐ）より遅角側の排気バルブの閉時期（ＥＶＣｈ）に設定し、しかも排気バルブの開時期（ＥＶＯ）を、膨張下死点（ＢＤＣ）付近の排気バルブの開時期（ＥＶＯｈ）に設定するように前記排気バルブ可変動弁機構を制御する第６の機能を有し、
    　前記第５の機能と前記第６の機能を実行することによって、前記吸気バルブの開時期（ＩＶＯｈ）と前記排気バルブの閉時期（ＥＶＣｈ）とが重なる「正のバルブオーバーラップ」(ＰＶＯｈ）を形成することを特徴とする可変動弁機構のコントロール装置。
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