JP2010242524A

JP2010242524A - Control device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP2010242524A
Application number: JP2009089402A
Authority: JP
Inventors: Hisayuki Yano; 寿行矢野; Akihiko Kawada; 明彦川田; Akio Kidooka; 昭夫木戸岡
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2009-04-01
Filing date: 2009-04-01
Publication date: 2010-10-28

Abstract

【課題】内燃機関の制御装置に関し、運転状態に応じて、電磁式アクチュエータに供給する保持電流を精度高く更新できる内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。
【解決手段】供給される電流に応じて、変位部材に加える力を変更可能な電磁式アクチュエータと、電磁式アクチュエータが変位部材に力を加える方向と逆方向に、変位部材を付勢するリターンスプリングと、変位部材を切替位置に変位させることで、バルブの開弁特性を切替える可変機構を備える。バルブの開弁特性を切替える要求があった場合には、電流値を、変位部材を切替位置に変位させる切替電流値とする。また、変位部材を前記切替位置まで変位させた場合には、電流値を、切替電流値よりも小さい値であって変位部材を切替位置に保持可能な保持電流値とする。ここで、内燃機関の振動の増大に伴って、保持電流値を大きくする。そして、設定された電流値に応じた電流を、電磁式アクチュエータに供給する。
【選択図】図７It is an object of the present invention to provide a control device for an internal combustion engine that can accurately update a holding current supplied to an electromagnetic actuator in accordance with an operating state.
An electromagnetic actuator capable of changing a force applied to a displacement member according to a supplied current, and a return spring for urging the displacement member in a direction opposite to the direction in which the electromagnetic actuator applies a force to the displacement member. And a variable mechanism for switching the valve opening characteristics by displacing the displacement member to the switching position. When there is a request for switching the valve opening characteristics of the valve, the current value is a switching current value that displaces the displacement member to the switching position. Further, when the displacement member is displaced to the switching position, the current value is a value smaller than the switching current value and is a holding current value that can hold the displacement member at the switching position. Here, the holding current value is increased as the vibration of the internal combustion engine increases. Then, a current corresponding to the set current value is supplied to the electromagnetic actuator.
[Selection] Figure 7

Description

この発明は、内燃機関の制御装置に係り、特に、車両に搭載される内燃機関の制御を実行するのに好適な内燃機関の制御装置に関する。 The present invention relates to an internal combustion engine control apparatus, and more particularly to an internal combustion engine control apparatus suitable for executing control of an internal combustion engine mounted on a vehicle.

従来、複数のロッカーアームの連結・非連結状態を切替えてバルブの開弁特性を変更できる可変動弁機構を有する内燃機関が知られている。また、複数のロッカーアーム内部に設けられた連結ピンの一端に連結ピンを押圧する電磁式アクチュエータが配置され、他端に電磁式アクチュエータによる押圧方向と逆方向に付勢するリターンスプリングが配置された構成において、電磁式アクチュエータを制御することによって、複数のロッカーアームの連結・非連結状態を切替えて、バルブの開弁特性を変更できる可変動弁機構が知られている。 2. Description of the Related Art Conventionally, an internal combustion engine having a variable valve mechanism that can change a valve opening characteristic by switching between a connected state and a disconnected state of a plurality of rocker arms is known. In addition, an electromagnetic actuator that presses the connection pin is disposed at one end of the connection pins provided in the plurality of rocker arms, and a return spring that is urged in the direction opposite to the pressing direction by the electromagnetic actuator is disposed at the other end. There is known a variable valve mechanism that can change the valve opening characteristics of a plurality of rocker arms by changing the connection / disconnection state of a plurality of rocker arms by controlling an electromagnetic actuator.

特開２０００−３３７１７７号公報JP 2000-337177 A 特開平９−９３７９９号公報JP-A-9-93799

ところで、電磁式アクチュエータにより連結ピンを押圧して、ロッカーアームの連結・非連結状態を切替えた後、その切替位置で連結ピンを維持するためには、リターンスプリングの付勢力に打ち勝つように、電磁式アクチュエータに保持電流を供給する必要がある。このとき、保持電流が大きいと消費電力が増大するため、保持電流を最小値に設定しておくことが考えられる。特許文献１には、保持の失敗を検出して保持電流の最小値を更新する制御が開示されている。しかしながら、保持に必要な電流値は運転状態によって逐次変動するため、この点を考慮していない上述の制御では必ずしも十分とはいえない。 By the way, in order to maintain the connecting pin at the switching position after pressing the connecting pin by the electromagnetic actuator to switch the connected / unconnected state of the rocker arm, the electromagnetic force is overcome so as to overcome the urging force of the return spring. A holding current needs to be supplied to the actuator. At this time, since the power consumption increases when the holding current is large, it is conceivable to set the holding current to the minimum value. Patent Document 1 discloses control for detecting a holding failure and updating the minimum value of the holding current. However, since the current value necessary for holding varies sequentially depending on the operating state, the above-described control that does not take this point into consideration is not necessarily sufficient.

この発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、内燃機関の運転状態に応じて、電磁式アクチュエータに供給する保持電流を精度高く更新できる内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made to solve the above-described problems, and provides a control device for an internal combustion engine that can accurately update the holding current supplied to the electromagnetic actuator according to the operating state of the internal combustion engine. With the goal.

第１の発明は、上記の目的を達成するため、内燃機関の制御装置であって、
変位部材と、供給される電流に応じて、前記変位部材に加える力を変更可能な電磁式アクチュエータと、
前記電磁式アクチュエータが前記変位部材に力を加える方向と逆方向に、前記変位部材を付勢する付勢手段と、
前記変位部材を切替位置に変位させることで、バルブの開弁特性を切替える可変機構と、設定された電流値に応じた電流を、前記電磁式アクチュエータに供給する電流供給手段と、
前記バルブの開弁特性を切替える要求があった場合に、前記電流値を、前記変位部材を前記切替位置に変位させる切替電流値とし、前記変位部材を前記切替位置まで変位させた場合に、前記電流値を、該切替電流値よりも小さい値であって前記変位部材を前記切替位置に保持可能な保持電流値とする電流値設定手段と、
内燃機関の振動の増大に伴って、前記保持電流値を大きくする保持電流値変更手段と、
を備えることを特徴とする。 In order to achieve the above object, a first invention is a control device for an internal combustion engine,
A displacement member and an electromagnetic actuator capable of changing a force applied to the displacement member in accordance with a supplied current;
Biasing means for biasing the displacement member in a direction opposite to the direction in which the electromagnetic actuator applies force to the displacement member;
A variable mechanism that switches a valve opening characteristic by displacing the displacement member to a switching position; a current supply unit that supplies a current corresponding to a set current value to the electromagnetic actuator;
When there is a request to switch the valve opening characteristics of the valve, the current value is a switching current value for displacing the displacement member to the switching position, and when the displacement member is displaced to the switching position, Current value setting means for setting the current value to a holding current value that is smaller than the switching current value and is capable of holding the displacement member at the switching position;
A holding current value changing means for increasing the holding current value as the vibration of the internal combustion engine increases;
It is characterized by providing.

また、第２の発明は、第１の発明において、
前記保持電流値は、ベース値と補正値とを含み、
前記保持電流値変更手段は、内燃機関の振動の増大に伴って、前記補正値を大きくすることを特徴とする。 The second invention is the first invention, wherein
The holding current value includes a base value and a correction value,
The holding current value changing means increases the correction value as the vibration of the internal combustion engine increases.

また、第３の発明は、第２の発明において、
前記変位部材を前記切替位置に保持できなくなった保持不能状態を検出する保持不能状態検出手段と、
前記保持不能状態を検出した場合に、前記ベース値を現在値よりも大きくするベース値更新手段と、を備えることを特徴とする。 The third invention is the second invention, wherein
A non-holdable state detecting means for detecting a non-holdable state in which the displacement member cannot be held at the switching position;
Base value updating means for making the base value larger than a current value when the non-holdable state is detected.

また、第４の発明は、第１の発明乃至第３の発明のいずれかにおいて、
前記電磁式アクチュエータの温度上昇に伴って、前記保持電流値を大きくする第２保持電流値変更手段を備えることを特徴とする。 According to a fourth invention, in any one of the first invention to the third invention,
A second holding current value changing means for increasing the holding current value as the temperature of the electromagnetic actuator rises is provided.

また、第５の発明は、第１の発明乃至第４の発明のいずれかにおいて、
内燃機関の負荷に基づいて振動量を推定する手段を備え、
前記保持電流値変更手段は、前記振動量の増大に伴って、前記保持電流値を大きくすることを特徴とする。 Further, a fifth invention is any one of the first invention to the fourth invention,
Means for estimating the amount of vibration based on the load of the internal combustion engine;
The holding current value changing means increases the holding current value as the amount of vibration increases.

また、第６の発明は、第１の発明乃至第４の発明のいずれかにおいて、
ノックセンサの検出値に基づいて振動量を推定する手段を備え、
前記保持電流値変更手段は、前記振動量の増大に伴って、前記保持電流値を大きくすることを特徴とする。 Further, a sixth invention is any one of the first invention to the fourth invention,
Means for estimating the amount of vibration based on the detection value of the knock sensor;
The holding current value changing means increases the holding current value as the amount of vibration increases.

第１又は第２の発明によれば、内燃機関の振動が増大すれば保持電流値が大きくなる。保持電流値が大きくなれば、電磁式アクチュエータに供給される保持電流が増大する。そのため、電磁式アクチュエータが変位部材に加える力が大きくなり、変位部材を切替位置に安定して保持することができると共に、保持の失敗を未然に防止することができる。また、第１の発明によれば、内燃機関の振動が減少すれば保持電流値が小さくなる。そのため、電磁式アクチュエータに供給される保持電流を増大した後においても、振動の減少に伴って保持電流を引き下げることができる。保持電流の引き下げにより消費電力を低減し燃費向上を図ることができる。 According to the first or second invention, the holding current value increases as the vibration of the internal combustion engine increases. As the holding current value increases, the holding current supplied to the electromagnetic actuator increases. Therefore, the force applied to the displacement member by the electromagnetic actuator is increased, and the displacement member can be stably held at the switching position, and failure in holding can be prevented in advance. According to the first aspect of the invention, the holding current value decreases as the vibration of the internal combustion engine decreases. Therefore, even after the holding current supplied to the electromagnetic actuator is increased, the holding current can be lowered as the vibration decreases. By reducing the holding current, power consumption can be reduced and fuel consumption can be improved.

第３の発明によれば、変位部材を切替位置で保持できなくなった場合に、ベース値を現在値よりも大きな値に更新すると共に、更新したベース値を、内燃機関の振動に応じた補正値で補正することができる。そのため、高負荷運転において、単に現在のベース値に所定の上乗せ値を加えただけでは保持電流が不足する場合であっても、振動の増大に応じて補正値が大きく設定されるため、保持電流をさらに増大させることができる。そのため、保持の失敗が繰り返されてベース値が段階的に増大されるのを待つことなく、迅速に必要な保持電流を得ることができる。また、ベース値を増大させた後においても、低負荷運転となった場合には、振動の減少に応じて補正値が小さく設定されるため、消費電力を低減し燃費向上を図ることができる。 According to the third invention, when the displacement member cannot be held at the switching position, the base value is updated to a value larger than the current value, and the updated base value is corrected according to the vibration of the internal combustion engine. Can be corrected. Therefore, in high-load operation, even if the holding current is insufficient by simply adding a predetermined additional value to the current base value, the correction value is set to a large value as the vibration increases. Can be further increased. Therefore, the necessary holding current can be obtained quickly without waiting for the holding failure to be repeated and the base value to be increased stepwise. In addition, even when the base value is increased, when the low load operation is performed, the correction value is set to be small according to the decrease in vibration, so that power consumption can be reduced and fuel consumption can be improved.

第４の発明によれば、電磁式アクチュエータの温度が上昇すれば保持電流値が大きくなる。そのため、温度上昇に伴う電気抵抗の増大に対して、適切な保持電流をアクチュエータに供給することができる。そのため、保持の失敗を未然に防止することができる。また、電磁式アクチュエータの温度が低下すれば保持電流値が小さくなる。そのため、保持電流を増大させた後においても、振動の減少に応じて保持電流を引き下げて燃費向上を図ることができる。 According to the fourth aspect of the invention, the holding current value increases as the temperature of the electromagnetic actuator increases. Therefore, an appropriate holding current can be supplied to the actuator with respect to an increase in electrical resistance accompanying a temperature rise. Therefore, it is possible to prevent the holding failure. In addition, the holding current value decreases as the temperature of the electromagnetic actuator decreases. Therefore, even after the holding current is increased, the fuel consumption can be improved by reducing the holding current in accordance with the decrease in vibration.

第５の発明によれば、内燃機関の負荷に基づいて振動量を推定することで、振動量を取得するためのセンサを別途追加することなく、精度高く振動量を推定することができる。 According to the fifth aspect, by estimating the vibration amount based on the load of the internal combustion engine, it is possible to estimate the vibration amount with high accuracy without separately adding a sensor for acquiring the vibration amount.

第６の発明によれば、ノックセンサの検出値に基づいて振動量を推定することで、振動量を取得するためのセンサを別途追加することなく、精度高く振動量を推定することができる。 According to the sixth invention, by estimating the vibration amount based on the detection value of the knock sensor, it is possible to estimate the vibration amount with high accuracy without separately adding a sensor for acquiring the vibration amount.

実施の形態１における内燃機関の動弁装置１０の構成を説明するための図である。1 is a diagram for illustrating a configuration of a valve gear 10 for an internal combustion engine in a first embodiment. 実施の形態１における切換機構２４をカムシャフト１２の軸方向から見た図である。FIG. 2 is a diagram of a switching mechanism 24 according to Embodiment 1 as viewed from the axial direction of a camshaft 12. 実施の形態１における動弁装置１０の弁停止動作の開始時の制御状態を示す図である。It is a figure which shows the control state at the time of the start of the valve stop operation | movement of the valve operating apparatus 10 in Embodiment 1. FIG. 実施の形態１における動弁装置１０のスライド動作の完了時の制御状態を示す図である。It is a figure which shows the control state at the time of completion of the slide operation | movement of the valve operating apparatus 10 in Embodiment 1. FIG. 実施の形態１における弁停止時と弁停止保持時とのアクチュエータ６６の通電状態の違いを説明するための図である。FIG. 6 is a diagram for explaining a difference in energization state of an actuator 66 between when the valve is stopped and when the valve stop is held in the first embodiment. Ｄｕｔｙ制御の制御ルーチンのフローチャートである。It is a flowchart of the control routine of Duty control. 実施の形態１において実行される制御ルーチンのフローチャートである。4 is a flowchart of a control routine executed in the first embodiment. 実施の形態１におけるエンジンの振動・油温と補正係数βとの関係を説明するための図である。FIG. 6 is a diagram for explaining the relationship between engine vibration / oil temperature and correction coefficient β in the first embodiment. 実施の形態１のシステムにおいて、エンジンの振動・油温が低下した場合の補正係数βの引き下げについて説明するための図である。In the system of Embodiment 1, it is a figure for demonstrating reduction of the correction coefficient (beta) when the vibration and oil temperature of an engine fall. 実施の形態２において実行される制御ルーチンのフローチャートである。6 is a flowchart of a control routine executed in the second embodiment.

以下、図面を参照して本発明の実施の形態について詳細に説明する。尚、各図において共通する要素には、同一の符号を付して重複する説明を省略する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the element which is common in each figure, and the overlapping description is abbreviate | omitted.

実施の形態１．
［実施の形態１のシステム構成］
（動弁装置の全体構成）
図１は、本発明の実施の形態１の内燃機関の動弁装置１０を説明するための図である。ここでは、内燃機関は、４つの気筒（＃１〜＃４）を有し、＃１→＃３→＃４→＃２の順で爆発行程が行われる直列４気筒型エンジンであるものとする。また、内燃機関の個々の気筒には、２つの吸気バルブと２つの排気バルブとが備わっているものとする。そして、図１に示す構成は、各気筒に配設された２つの吸気バルブ、或いは２つの排気バルブを駆動する機構として機能するものとする。 Embodiment 1 FIG.
[System Configuration of Embodiment 1]
(Overall configuration of valve gear)
FIG. 1 is a diagram for explaining a valve gear 10 for an internal combustion engine according to a first embodiment of the present invention. Here, it is assumed that the internal combustion engine is an in-line four-cylinder engine having four cylinders (# 1 to # 4) and performing an explosion stroke in the order of # 1 → # 3 → # 4 → # 2. . In addition, each cylinder of the internal combustion engine is provided with two intake valves and two exhaust valves. The configuration shown in FIG. 1 functions as a mechanism for driving two intake valves or two exhaust valves disposed in each cylinder.

本実施形態の動弁装置１０は、カムシャフト１２を備えている。カムシャフト１２は、図示省略するクランクシャフトに対してタイミングチェーンまたはタイミングベルトによって連結され、クランクシャフトの１／２の速度で回転するように構成されている。カムシャフト１２には、１気筒当たり１つの主カム１４と２つの副カム１６とが形成されている。主カム１４は、２つの副カム１６の間に配置されている。 The valve gear 10 of this embodiment includes a camshaft 12. The camshaft 12 is connected to a crankshaft (not shown) by a timing chain or a timing belt, and is configured to rotate at a half speed of the crankshaft. The camshaft 12 is formed with one main cam 14 and two sub cams 16 per cylinder. The main cam 14 is disposed between the two sub cams 16.

主カム１４は、カムシャフト１２と同軸の円弧状のベース円部１４ａと、当該ベース円の一部を半径方向外側に向かって膨らませるように形成されたノーズ部１４ｂとを備えている。また、本実施形態では、副カム１６は、ベース円部のみを有するカム（ゼロリフトカム）として構成されている。 The main cam 14 includes an arc-shaped base circle portion 14a coaxial with the camshaft 12, and a nose portion 14b formed so as to bulge a part of the base circle outward in the radial direction. Moreover, in this embodiment, the subcam 16 is comprised as a cam (zero lift cam) which has only a base circle part.

各気筒の主カム１４、副カム１６とバルブ１８との間には、可変機構２０が介在している。すなわち、主カム１４、副カム１６の作用力は、可変機構２０を介して２つのバルブ１８へ伝達されるようになっている。バルブ１８は、主カム１４、副カム１６の作用力と図示省略するバルブスプリングの付勢力とを利用して開閉されるようになっている。尚、図１では、説明を分かり易くする観点から、可変機構２０の搭載位置に対するカムシャフト１２の搭載位置を、カムシャフト１２の軸方向位置を除き実際の搭載位置と異ならせた状態で表している。 A variable mechanism 20 is interposed between the main cam 14, the sub cam 16 and the valve 18 of each cylinder. That is, the acting forces of the main cam 14 and the sub cam 16 are transmitted to the two valves 18 via the variable mechanism 20. The valve 18 is opened and closed using the acting force of the main cam 14 and the sub cam 16 and the urging force of a valve spring (not shown). In FIG. 1, for the sake of easy understanding, the mounting position of the camshaft 12 relative to the mounting position of the variable mechanism 20 is shown in a state different from the actual mounting position except for the axial position of the camshaft 12. Yes.

可変機構２０は、主カム１４の作用力をバルブ１８へ伝達する状態と副カム１６の作用力をバルブ１８へ伝達する状態とを切り換えることにより、バルブ１８の開弁特性を変更する機構である。尚、本実施形態においては、副カム１６はゼロリフトカムであるため、副カム１６の作用力がバルブ１８へ伝達される状態とは、バルブ１８が開閉しない状態（バルブ休止状態）を意味するものとする。 The variable mechanism 20 is a mechanism that changes the valve opening characteristic of the valve 18 by switching between a state in which the acting force of the main cam 14 is transmitted to the valve 18 and a state in which the acting force of the sub cam 16 is transmitted to the valve 18. . In this embodiment, since the sub cam 16 is a zero lift cam, the state where the acting force of the sub cam 16 is transmitted to the valve 18 means a state where the valve 18 does not open and close (valve rest state). And

また、本実施形態の動弁装置１０は、各可変機構２０を駆動してバルブの開弁特性を切り換えるための切換機構２４を気筒毎に備えている。切換機構２４は、ＥＣＵ（Electronic Control Unit）２６からの駆動信号に従って駆動されるようになっている。ＥＣＵ２６は、内燃機関の運転状態を制御するための電子制御ユニットであり、クランクポジションセンサ２８等の出力信号に基づいて切換機構２４を制御する。クランクポジションセンサ２８は、内燃機関の出力軸（クランクシャフト）の回転速度を検出するセンサである。また、ＥＣＵ２６の入力側には、エンジン冷却水温度を検出するための冷却水温度センサ（図示略）、エンジン油温を検出するための油温センサ（図示略）、吸排気バルブのリフト量を検出するためのバルブリフトセンサ（図示略）、筒内の振動を検出するためのノックセンサ（図示略）等が接続されている。 Further, the valve gear 10 of the present embodiment is provided with a switching mechanism 24 for driving each variable mechanism 20 and switching the valve opening characteristics of each valve. The switching mechanism 24 is driven in accordance with a drive signal from an ECU (Electronic Control Unit) 26. The ECU 26 is an electronic control unit for controlling the operating state of the internal combustion engine, and controls the switching mechanism 24 based on output signals from the crank position sensor 28 and the like. The crank position sensor 28 is a sensor that detects the rotational speed of the output shaft (crankshaft) of the internal combustion engine. Further, on the input side of the ECU 26, there are a coolant temperature sensor (not shown) for detecting the engine coolant temperature, an oil temperature sensor (not shown) for detecting the engine oil temperature, and the lift amount of the intake and exhaust valves. A valve lift sensor (not shown) for detection, a knock sensor (not shown) for detecting vibration in the cylinder, and the like are connected.

（可変機構の構成）
次に、可変機構２０の構成について説明する。尚、図１では、後述する第１ローラ３６、第２ローラ４０の軸心位置で切断した断面を用いて可変機構２０を表している。図１に示すように、可変機構２０は、カムシャフト１２と平行に配置されたロッカーシャフト３０を備えている。ロッカーシャフト３０には、１つの第１ロッカーアーム３２と、一対の第２ロッカーアーム３４Ｒ、３４Ｌとが回転自在に取り付けられている。第１ロッカーアーム３２は、２つの第２ロッカーアーム３４Ｒ、３４Ｌの間に配置されている。尚、本明細書では、左右の第２ロッカーアーム３４Ｒ、３４Ｌを特に区別しないときには、単に第２ロッカーアーム３４と表記する場合がある。 (Configuration of variable mechanism)
Next, the configuration of the variable mechanism 20 will be described. In FIG. 1, the variable mechanism 20 is represented by using a cross section cut at axial positions of a first roller 36 and a second roller 40 described later. As shown in FIG. 1, the variable mechanism 20 includes a rocker shaft 30 disposed in parallel with the camshaft 12. One rocker arm 32 and a pair of second rocker arms 34R and 34L are rotatably attached to the rocker shaft 30. The first rocker arm 32 is disposed between the two second rocker arms 34R and 34L. In the present specification, when the left and right second rocker arms 34R and 34L are not particularly distinguished, they may be simply referred to as the second rocker arm 34.

第１ロッカーアーム３２におけるロッカーシャフト３０の反対側の端部には、主カム１４と接することができる位置に、第１ローラ３６が回転可能に取り付けられている。第１ロッカーアーム３２は、ロッカーシャフト３０に取り付けられたコイルスプリング３８によって、第１ローラ３６が主カム１４と常に当接するように付勢されている。上記のように構成された第１ロッカーアーム３２は、主カム１４の作用力とコイルスプリング３８の付勢力との協働により、ロッカーシャフト３０を支点として揺動するようになる。 A first roller 36 is rotatably attached to an end of the first rocker arm 32 opposite to the rocker shaft 30 at a position where it can contact the main cam 14. The first rocker arm 32 is urged by a coil spring 38 attached to the rocker shaft 30 so that the first roller 36 is always in contact with the main cam 14. The first rocker arm 32 configured as described above swings about the rocker shaft 30 as a fulcrum by the cooperation of the acting force of the main cam 14 and the biasing force of the coil spring 38.

一方、第２ロッカーアーム３４におけるロッカーシャフト３０の反対側の端部には、バルブ１８の基端部（詳細には、バルブステムの基端部）が当接している。また、第２ロッカーアーム３４の中央部位には、第２ローラ４０が回転可能に取り付けられている。尚、第２ローラ４０の外径は、第１ローラ３６の外径と同等である。 On the other hand, the base end portion of the valve 18 (specifically, the base end portion of the valve stem) is in contact with the end portion of the second rocker arm 34 opposite to the rocker shaft 30. A second roller 40 is rotatably attached to the central portion of the second rocker arm 34. The outer diameter of the second roller 40 is the same as the outer diameter of the first roller 36.

また、第２ロッカーアーム３４の他端においては、ロッカーシャフト３０がラッシュアジャスタ４２を介して内燃機関の静止部材であるカムキャリア（或いはシリンダヘッド等）に支持されているものとする。このため、第２ロッカーアーム３４は、ラッシュアジャスタ４２から押し上げ力を受けることによって、副カム１６に向けて付勢されている。尚、副カムが本実施形態のゼロリフトカムと異なりノーズ部を備えるリフトカムである場合には、第２ロッカーアーム３４は、副カムがバルブ１８をリフトさせている時は、バルブスプリングによって副カムに押し付けられることになる。 In addition, at the other end of the second rocker arm 34, the rocker shaft 30 is supported by a cam carrier (or a cylinder head or the like) which is a stationary member of the internal combustion engine via a lash adjuster 42. For this reason, the second rocker arm 34 is biased toward the sub cam 16 by receiving a pushing force from the lash adjuster 42. When the secondary cam is a lift cam having a nose portion unlike the zero lift cam of this embodiment, the second rocker arm 34 is moved to the secondary cam by the valve spring when the secondary cam lifts the valve 18. It will be pressed.

また、第１ローラ３６に対する第２ローラ４０の位置は、第１ローラ３６が主カム１４のベース円部１４ａと当接し、かつ、第２ローラ４０が副カム１６のベース円部と当接している時に、第２ローラ４０の軸心と第１ローラ３６の軸心とが同一直線上に位置するように定められている。 Further, the position of the second roller 40 with respect to the first roller 36 is such that the first roller 36 contacts the base circle portion 14 a of the main cam 14, and the second roller 40 contacts the base circle portion of the sub cam 16. The axial center of the second roller 40 and the axial center of the first roller 36 are determined to be on the same straight line.

（切換機構の構成）
次に、切換機構２４の詳細な構成を説明する。切換機構２４は、第１ロッカーアーム３２と第２ロッカーアーム３４との連結／分離を切り換えるための機構であり、これにより、主カム１４の作用力が第２ロッカーアーム３４に伝達される状態と、当該作用力が第２ロッカーアーム３４に伝達されない状態とを切り換えて、バルブ１８の開弁特性を切り換えることができるようになっている。 (Configuration of switching mechanism)
Next, a detailed configuration of the switching mechanism 24 will be described. The switching mechanism 24 is a mechanism for switching the connection / separation between the first rocker arm 32 and the second rocker arm 34, whereby the operating force of the main cam 14 is transmitted to the second rocker arm 34. The valve opening characteristic of the valve 18 can be switched by switching the state where the acting force is not transmitted to the second rocker arm 34.

図１に示すように、第１ローラの支軸４４の内部には、その軸方向に貫通するように第１ピン孔４６が形成されており、第１ピン孔４６の両端は、第１ロッカーアーム３２の両側面に開口している。第１ピン孔４６には、円柱状の第１切換ピン４８が摺動自在に挿入されている。第１切換ピン４８の外径は、第１ピン孔４６の内径と略同等であり、第１切換ピン４８の軸方向の長さは、第１ピン孔４６の長さと略同等である。 As shown in FIG. 1, a first pin hole 46 is formed in the support shaft 44 of the first roller so as to penetrate in the axial direction. Opened on both side surfaces of the arm 32. A cylindrical first switching pin 48 is slidably inserted into the first pin hole 46. The outer diameter of the first switching pin 48 is substantially equal to the inner diameter of the first pin hole 46, and the axial length of the first switching pin 48 is substantially equal to the length of the first pin hole 46.

一方、第２ロッカーアーム３４Ｌ側の第２ローラ４０の支軸５０Ｌの内部には、第１ロッカーアーム３２と反対側の端部が閉塞され、かつ、第１ロッカーアーム３２側の端部が開口された第２ピン孔５２Ｌが形成されている。また、第２ロッカーアーム３４Ｒ側の第２ローラ４０の支軸５０Ｒの内部には、その軸方向に貫通するように第２ピン孔５２Ｒが形成されており、第２ピン孔５２Ｒの両端は、第２ロッカーアーム３４Ｒの両側面に開口している。第２ピン孔５２Ｒ、５２Ｌの内径は、第１ピン孔４６の内径と同等である。 On the other hand, the end portion on the opposite side to the first rocker arm 32 is closed inside the support shaft 50L of the second roller 40 on the second rocker arm 34L side, and the end portion on the first rocker arm 32 side is opened. The formed second pin hole 52L is formed. Further, a second pin hole 52R is formed inside the support shaft 50R of the second roller 40 on the second rocker arm 34R side so as to penetrate in the axial direction, and both ends of the second pin hole 52R are Opening is made on both side surfaces of the second rocker arm 34R. The inner diameters of the second pin holes 52R and 52L are equal to the inner diameter of the first pin hole 46.

第２ピン孔５２Ｌには、円柱状の第２切換ピン５４Ｌが摺動自在に挿入されている。また、第２ピン孔５２Ｌの内部には、第２切換ピン５４Ｌを第１ロッカーアーム３２方向（以下、「切換ピンの進出方向」と称する）に向けて付勢するリターンスプリング５６が配置されている。第２切換ピン５４Ｌの外径は、第２ピン孔５２Ｌの内径と略同等である。また、第２切換ピン５４Ｌの軸方向の長さは、第２ピン孔５２Ｌより短くされており、第２切換ピン５４Ｌが第２ピン孔５２Ｌ内に向けて押された状態で、第２切換ピン５４Ｌの先端が第２ロッカーアーム３４Ｌの側面から僅かに突出するように調整されている。また、リターンスプリング５６は、実装された状態において、第１ロッカーアーム３２に向けて第２切換ピン５４Ｌを常時付勢するように構成されているものとする。 A cylindrical second switching pin 54L is slidably inserted into the second pin hole 52L. In addition, a return spring 56 that urges the second switching pin 54L toward the first rocker arm 32 (hereinafter referred to as “the advancement direction of the switching pin”) is disposed inside the second pin hole 52L. Yes. The outer diameter of the second switching pin 54L is substantially equal to the inner diameter of the second pin hole 52L. The length in the axial direction of the second switching pin 54L is shorter than the second pin hole 52L, and the second switching pin 54L is pushed into the second pin hole 52L and the second switching pin 54L is pushed in the second switching hole 54L. The tip of the pin 54L is adjusted so as to slightly protrude from the side surface of the second rocker arm 34L. Further, it is assumed that the return spring 56 is configured to constantly bias the second switching pin 54L toward the first rocker arm 32 in the mounted state.

第２ピン孔５２Ｒには、円柱状の第２切換ピン５４Ｒが摺動自在に挿入されている。第２切換ピン５４Ｒの外径は、第２ピン孔５２Ｒの内径と略同等であり、第２切換ピン５４Ｒの軸方向の長さは、第２ピン孔５２Ｒの長さと略同等である。 A cylindrical second switching pin 54R is slidably inserted into the second pin hole 52R. The outer diameter of the second switching pin 54R is substantially equal to the inner diameter of the second pin hole 52R, and the axial length of the second switching pin 54R is substantially equal to the length of the second pin hole 52R.

以上の３つのピン孔４６、５２Ｌ、５２Ｒの相対位置は、第１ローラ３６が主カム１４のベース円部１４ａと当接し、かつ、第２ローラ４０が副カム１６のベース円部と当接している時に、３つのピン孔４６、５２Ｌ、５２Ｒの軸心が同一直線上に位置するように決定されている。 The relative positions of the three pin holes 46, 52L, and 52R described above are such that the first roller 36 contacts the base circle portion 14a of the main cam 14 and the second roller 40 contacts the base circle portion of the sub cam 16. The axial centers of the three pin holes 46, 52L, 52R are determined so as to be on the same straight line.

ここで、上記図１とともに新たに図２を参照して、切換機構２４の説明を継続する。
図２は、切換機構２４をカムシャフト１２の軸方向（図１中の矢視Ｂの方向）から見た図である。尚、図２以降の図においては、ロックピン７０とソレノイド６８との関係を簡略化して図示している。 Here, referring to FIG. 2 together with FIG. 1, the description of the switching mechanism 24 will be continued.
FIG. 2 is a view of the switching mechanism 24 as seen from the axial direction of the camshaft 12 (the direction of arrow B in FIG. 1). In FIG. 2 and subsequent figures, the relationship between the lock pin 70 and the solenoid 68 is simplified.

切換機構２４は、カムの回転力を利用して、切換ピン４８、５４Ｌ、５４Ｒを第２ロッカーアーム３４Ｌ側に向けて（切換ピンの退出方向に）変位させるためのスライドピン５８を備えている。スライドピン５８は、図１に示すように、第２切換ピン５４Ｒの端面と当接する端面を有する円柱部５８ａを備えている。円柱部５８ａは、カムキャリアに固定された支持部材６０によって、軸方向に進退自在であって、周方向に回転自在に支持されている。 The switching mechanism 24 includes a slide pin 58 for displacing the switching pins 48, 54L, 54R toward the second rocker arm 34L (in the retracting direction of the switching pin) using the rotational force of the cam. . As shown in FIG. 1, the slide pin 58 includes a cylindrical portion 58a having an end surface that abuts on the end surface of the second switching pin 54R. The cylindrical portion 58a is supported by a support member 60 fixed to the cam carrier so as to be movable back and forth in the axial direction and rotatable in the circumferential direction.

第２切換ピン５４Ｌの先端は、リターンスプリング５６の付勢力（反力）によって第１切換ピン４８の一端に押し付けられることになる。それに応じて、上記３つのピン孔４６、５２Ｌ、５２Ｒの軸心が同一直線上に位置している状況下では、第１切換ピン４８の他端が第２切換ピン５４Ｒの一端に押し付けられることになる。そして、更に、第２切換ピン５４Ｒの他端がスライドピン５８の円柱部５８ａの端面に押し付けられるようになる。このように、上記特定の状況下では、スライドピン５８には、リターンスプリング５６の付勢力が作用するようになっている。尚、第２ロッカーアーム３４Ｒが主カム１４からの作用力を受けて揺動する際に、第２切換ピン５４Ｒと円柱部５８ａとの当接が途切れないように各構成要素の形状や寸法が設定されている。 The tip of the second switching pin 54L is pressed against one end of the first switching pin 48 by the urging force (reaction force) of the return spring 56. Accordingly, the other end of the first switching pin 48 is pressed against one end of the second switching pin 54R under the situation where the axial centers of the three pin holes 46, 52L, 52R are located on the same straight line. become. Further, the other end of the second switching pin 54R is pressed against the end surface of the cylindrical portion 58a of the slide pin 58. As described above, the urging force of the return spring 56 acts on the slide pin 58 under the above specific situation. It should be noted that when the second rocker arm 34R is swung by receiving the acting force from the main cam 14, the shape and size of each component are set so that the contact between the second switching pin 54R and the cylindrical portion 58a is not interrupted. Is set.

また、円柱部５８ａにおける第２切換ピン５４Ｒと反対側の端部には、当該円柱部５８ａの半径方向外側に向けて突出するように、棒状のアーム部５８ｂが設けられている。すなわち、当該アーム部５８ｂは、当該円柱部５８ａの軸心を中心として回転自在に構成されている。アーム部５８ｂの先端部は、図２に示すように、カムシャフト１２の周面と対向する位置まで延びるように構成されている。また、アーム部５８ｂの先端部には、カムシャフト１２の周面に向けて突出するように突起部５８ｃが設けられている。 Further, a rod-shaped arm portion 58b is provided at an end portion of the cylindrical portion 58a opposite to the second switching pin 54R so as to protrude outward in the radial direction of the cylindrical portion 58a. That is, the arm portion 58b is configured to be rotatable about the axis of the cylindrical portion 58a. As shown in FIG. 2, the distal end portion of the arm portion 58 b is configured to extend to a position facing the peripheral surface of the camshaft 12. Further, a projecting portion 58c is provided at the distal end portion of the arm portion 58b so as to protrude toward the peripheral surface of the camshaft 12.

カムシャフト１２における突起部５８ｃと対向する外周面には、当該カムシャフト１２よりも大きな外径を有する同心円状の大径部６２が形成されている。大径部６２の周面には、周方向に延びる螺旋状溝６４が形成されている。螺旋状溝６４の幅は、突起部５８ｃの外径より若干大きく形成されている。 A concentric large-diameter portion 62 having an outer diameter larger than that of the camshaft 12 is formed on the outer peripheral surface of the camshaft 12 facing the protruding portion 58c. A spiral groove 64 extending in the circumferential direction is formed on the circumferential surface of the large diameter portion 62. The width of the spiral groove 64 is slightly larger than the outer diameter of the protrusion 58c.

また、切換機構２４は、突起部５８ｃを螺旋状溝６４に挿入させるためのアクチュエータ６６を備えている。より具体的には、アクチュエータ６６は、ＥＣＵ２６からの指令に基づいてＤｕｔｙ制御されるソレノイド６８と、当該ソレノイド６８の駆動軸６８ａと当接するロックピン７０とを備えている。ロックピン７０は、円筒状に形成されている。 Further, the switching mechanism 24 includes an actuator 66 for inserting the protrusion 58 c into the spiral groove 64. More specifically, the actuator 66 includes a solenoid 68 that is duty-controlled based on a command from the ECU 26, and a lock pin 70 that contacts the drive shaft 68 a of the solenoid 68. The lock pin 70 is formed in a cylindrical shape.

ロックピン７０には、ソレノイド６８の推力に抗する付勢力を発するスプリング７２の一端が掛け留められており、当該スプリング７２の他端は、静止部材であるカムキャリアに固定された支持部材７４に掛け留められている。このような構成によれば、ＥＣＵ２６からの指令に基づくソレノイド６８の駆動時には、ソレノイド６８の推力がスプリング７２の付勢力に打ち勝つことで、ロックピン７０を進出させることができ、一方、ソレノイド６８の駆動が停止されると、スプリング７２の付勢力によってロックピン７０および駆動軸６８ａを速やかに所定位置に退出させられるようになる。また、ロックピン７０は、支持部材７４によってその半径方向への移動が拘束されている。このため、ロックピン７０がその半径方向から力を受けることがあっても、ロックピン７０が当該方向に移動しないようにすることができる。 One end of a spring 72 that generates a biasing force against the thrust of the solenoid 68 is hooked on the lock pin 70, and the other end of the spring 72 is attached to a support member 74 fixed to a cam carrier that is a stationary member. It is hung. According to such a configuration, when the solenoid 68 is driven based on a command from the ECU 26, the thrust of the solenoid 68 can overcome the urging force of the spring 72, so that the lock pin 70 can be advanced. When the drive is stopped, the lock pin 70 and the drive shaft 68a are quickly retracted to a predetermined position by the urging force of the spring 72. Further, the movement of the lock pin 70 in the radial direction is restricted by the support member 74. For this reason, even if the lock pin 70 receives force from the radial direction, the lock pin 70 can be prevented from moving in that direction.

また、ソレノイド６８は、ロックピン７０がスライドピン５８のアーム部５８ｂの先端部の押圧面５８ｄ（突起部５８ｃが設けられた面と反対側の面）を螺旋状溝６４に向けて押圧可能な位置において、カムキャリア等の静止部材に固定されているものとする。言い換えれば、押圧面５８ｄは、ロックピン７０によって突起部５８ｃが螺旋状溝６４に向けて押されることができるような形状および位置に設けられている。 Further, the solenoid 68 is capable of pressing the pressing surface 58d (the surface opposite to the surface on which the protrusion 58c is provided) of the distal end portion of the arm portion 58b of the slide pin 58 toward the spiral groove 64. In position, it shall be fixed to stationary members, such as a cam carrier. In other words, the pressing surface 58 d is provided in a shape and position so that the protrusion 58 c can be pressed toward the spiral groove 64 by the lock pin 70.

スライドピン５８のアーム部５８ｂは、カムシャフト１２側の大径部６２とストッパー７６とによって拘束された範囲内で、円柱部５８ａの軸心を中心として回転可能に設定されている。そして、アーム部５８ｂが当該範囲内にあり、かつ、スライドピン５８の軸方向位置が後述する変位端Ｐｍａｘ１にある場合には、ソレノイド６８により駆動されるロックピン７０がアーム部５８ｂの押圧面５８ｄに確実に当接できるように、各構成要素の位置関係が設定されている。また、アーム部５８ｂには、当該アーム部５８ｂをストッパー７６に向けて付勢するスプリング７８が取り付けられている。尚、このようなスプリング７８は、ソレノイド６８の非駆動時にスライドピン５８の自重によってアーム部５８ｂが螺旋状溝６４に嵌まり込むことが想定されない場合等には、必ずしも備えていなくてもよい。 The arm portion 58b of the slide pin 58 is set to be rotatable around the axis of the cylindrical portion 58a within a range constrained by the large diameter portion 62 and the stopper 76 on the camshaft 12 side. When the arm portion 58b is within the range and the axial position of the slide pin 58 is at a displacement end Pmax1, which will be described later, the lock pin 70 driven by the solenoid 68 is the pressing surface 58d of the arm portion 58b. The positional relationship of each component is set so that it can be surely contacted. Further, a spring 78 is attached to the arm portion 58b to urge the arm portion 58b toward the stopper 76. Such a spring 78 is not necessarily provided when the arm portion 58b is not expected to be fitted into the spiral groove 64 due to the weight of the slide pin 58 when the solenoid 68 is not driven.

カムシャフト１２の螺旋状溝６４における螺旋の向きは、その内部に突起部５８ｃが挿入された状態でカムシャフト１２が図２に示す所定の回転方向に回転する場合に、スライドピン５８がリターンスプリング５６の付勢力に抗して切換ピン４８、５４Ｌ、５４Ｒをその退出方向に押し退けてロッカーアーム３２、３４に近づく方向に変位するように、設定されている。 The direction of the spiral in the spiral groove 64 of the camshaft 12 is such that the slide pin 58 is a return spring when the camshaft 12 rotates in a predetermined rotational direction shown in FIG. The switching pins 48, 54L and 54R are set so as to be displaced in a direction approaching the rocker arms 32 and 34 by pushing the switching pins 48, 54L and 54R in the retracting direction against the urging force of 56.

ここで、リターンスプリング５６の付勢力によって、第２切換ピン５４Ｌが第２ピン孔５２Ｌおよび第１ピン孔４６の双方に挿入された状態となり、かつ、第１切換ピン４８が第１ピン孔４６および第２ピン孔５２Ｒの双方に挿入された状態となっている時のスライドピン５８の位置を、「変位端Ｐｍａｘ１」と称する。この変位端Ｐｍａｘ１にスライドピン５８が位置している時には、第１ロッカーアーム３２と第２ロッカーアーム３４Ｒ、３４Ｌとがすべて連結された状態となる。そして、切換ピン４８等がスライドピン５８からの力を受けることによって、第２切換ピン５４Ｌ、第１切換ピン４８、および第２切換ピン５４Ｒがそれぞれ第２ピン孔５２Ｌ、第１ピン孔４６、および第２ピン孔５２Ｒのみに挿入された状態となっている時のスライドピン５８の位置を、「変位端Ｐｍａｘ２」と称する。すなわち、この変位端Ｐｍａｘ２にスライドピン５８が位置している時には、第１ロッカーアーム３２と第２ロッカーアーム３４Ｒ、３４Ｌとがすべて分離された状態となる。 Here, due to the biasing force of the return spring 56, the second switching pin 54L is inserted into both the second pin hole 52L and the first pin hole 46, and the first switching pin 48 is in the first pin hole 46. The position of the slide pin 58 when inserted into both the second pin hole 52R and the second pin hole 52R is referred to as “displacement end Pmax1”. When the slide pin 58 is positioned at the displacement end Pmax1, the first rocker arm 32 and the second rocker arms 34R and 34L are all connected. Then, when the switching pin 48 or the like receives a force from the slide pin 58, the second switching pin 54L, the first switching pin 48, and the second switching pin 54R are respectively connected to the second pin hole 52L, the first pin hole 46, The position of the slide pin 58 when only inserted into the second pin hole 52R is referred to as “displacement end Pmax2”. That is, when the slide pin 58 is positioned at the displacement end Pmax2, the first rocker arm 32 and the second rocker arms 34R and 34L are all separated.

本実施形態では、カムシャフト１２の軸方向における螺旋状溝６４の始端６４ａの位置は、スライドピン５８が上記変位端Ｐｍａｘ１に位置する時の突起部５８ｃの位置と一致するように設定されている。そして、カムシャフト１２の軸方向における螺旋状溝６４の終端６４ｂの位置は、スライドピン５８が上記変位端Ｐｍａｘ２に位置する時の突起部５８ｃの位置と一致するように設定されている。つまり、本実施形態では、螺旋状溝６４によって突起部５８ｃが案内される範囲内で、スライドピン５８が変位端Ｐｍａｘ１からＰｍａｘ２の間で変位可能となるように構成されている。 In the present embodiment, the position of the start end 64a of the spiral groove 64 in the axial direction of the camshaft 12 is set to coincide with the position of the protrusion 58c when the slide pin 58 is positioned at the displacement end Pmax1. . The position of the end 64b of the spiral groove 64 in the axial direction of the camshaft 12 is set so as to coincide with the position of the protrusion 58c when the slide pin 58 is positioned at the displacement end Pmax2. That is, in the present embodiment, the slide pin 58 is configured to be displaceable between the displacement ends Pmax1 and Pmax2 within the range in which the protrusion 58c is guided by the spiral groove 64.

更に、本実施形態の螺旋状溝６４には、図２に示すように、スライドピン５８が変位端Ｐｍａｘ２に達した後における終端６４ｂ側の所定区間として、カムシャフト１２の回転に伴って螺旋状溝６４が徐々に浅くなる浅溝部６４ｃが設けられている。尚、螺旋状溝６４における浅溝部６４ｃ以外の部位の深さは一定である。 Further, as shown in FIG. 2, the spiral groove 64 of the present embodiment has a spiral shape as the camshaft 12 rotates as a predetermined section on the end 64 b side after the slide pin 58 reaches the displacement end Pmax 2. A shallow groove portion 64c in which the groove 64 gradually becomes shallow is provided. In addition, the depth of parts other than the shallow groove part 64c in the helical groove | channel 64 is constant.

また、本実施形態のアーム部５８ｂには、押圧面５８ｄの一部を切り欠いて凹状に形成された切欠部５８ｅが設けられている。押圧面５８ｄは、スライドピン５８が変位端Ｐｍａｘ１からＰｍａｘ２に変位する間、ロックピン７０と当接した状態が維持されるように設けられている。そして、切欠部５８ｅは、スライドピン５８が上記変位端Ｐｍａｘ２に位置している状態において、上記浅溝部６４ｃの作用によって突起部５８ｃが大径部６２の表面に取り出された時に、ロックピン７０と係合可能な部位に設けられている。 Further, the arm portion 58b of the present embodiment is provided with a cutout portion 58e formed in a concave shape by cutting out a part of the pressing surface 58d. The pressing surface 58d is provided such that the state in which the slide pin 58 is in contact with the lock pin 70 is maintained while the slide pin 58 is displaced from the displacement end Pmax1 to Pmax2. The notch 58e is formed with the lock pin 70 when the projection 58c is taken out to the surface of the large diameter portion 62 by the action of the shallow groove portion 64c in a state where the slide pin 58 is located at the displacement end Pmax2. It is provided in the part which can be engaged.

また、切欠部５８ｅは、突起部５８ｃが螺旋状溝６４に挿入される方向にアーム部５８ｂが回転するのを規制可能であって、スライドピン５８が切換ピンの進出方向に移動するのを規制可能な態様で、ロックピン７０と係合するように形成されている。より具体的には、切欠部５８ｅには、ロックピン７０が当該切欠部５８ｅ内に入り込んでいくにつれ、スライドピン５８が大径部６２から離れるように案内する案内面５８ｆが備えられている。 The notch 58e can restrict the rotation of the arm 58b in the direction in which the protrusion 58c is inserted into the spiral groove 64, and restricts the slide pin 58 from moving in the advance direction of the switching pin. It is configured to engage the lock pin 70 in a possible manner. More specifically, the notch 58e is provided with a guide surface 58f that guides the slide pin 58 away from the large diameter portion 62 as the lock pin 70 enters the notch 58e.

本実施形態では、スライドピン５８を変位端Ｐｍａｘ１から変位端Ｐｍａｘ２まで変位させる螺旋状溝６４のスライド区間が、第１ローラ３６が主カム１４のベース円部１４ａと当接しながら回転するゼロリフト区間（ベース円区間）内に位置するように、螺旋状溝６４が設定されている。また、浅溝部６４ｃにおける終端６４ｂ側からの大部分が、上記ゼロリフト区間ではなく、リフト区間（非ベース円区間）に位置するように、螺旋状溝６４が設定されている。 In the present embodiment, the slide section of the spiral groove 64 that displaces the slide pin 58 from the displacement end Pmax1 to the displacement end Pmax2 is a zero lift section in which the first roller 36 rotates while contacting the base circle portion 14a of the main cam 14 ( A spiral groove 64 is set so as to be located in the base circle section. Further, the spiral groove 64 is set so that most of the shallow groove portion 64c from the end 64b side is located not in the zero lift section but in the lift section (non-base circle section).

［実施の形態１における動弁装置の基本動作］
次に、図３〜図４を用いて、実施の形態１における動弁装置の基本動作について説明する。図３は、弁停止動作開始時の制御状態を示す図である。図４は、スライド動作完了時の制御状態を示す図である。図３、図４に示す構成は、図１及び図２に示す構成と同様であるため、その説明は省略する。図３に示すように螺旋状溝６４にスライドピン５８が挿入されると、螺旋状溝６４は、カムシャフト１２が１回転（１サイクル）する間に、Ｐｍａｘ１位置にあるスライドピン５８を、始端６４ａから浅溝部６４ｃまで案内し、図４に示すようにＰｍａｘ２位置まで変位させる。 [Basic operation of valve gear in Embodiment 1]
Next, the basic operation of the valve gear in Embodiment 1 will be described with reference to FIGS. FIG. 3 is a diagram illustrating a control state at the start of the valve stop operation. FIG. 4 is a diagram illustrating a control state when the sliding operation is completed. The configuration shown in FIGS. 3 and 4 is the same as the configuration shown in FIGS. As shown in FIG. 3, when the slide pin 58 is inserted into the spiral groove 64, the spiral groove 64 causes the slide pin 58 located at the Pmax1 position to move to the start end during one rotation (one cycle) of the camshaft 12. Guide from 64a to the shallow groove portion 64c is displaced to the Pmax2 position as shown in FIG.

具体的には、まず、ソレノイド６８を駆動させていない場合、スライドピン５８は、カムシャフト１２から離れた状態でリターンスプリング５６の付勢力を受けて、変位端Ｐｍａｘ１に位置している。上述した通り、この状態において、第１ロッカーアーム３２と第２ロッカーアーム３４Ｒ、３４Ｌとがすべて連結された状態となる。そのため、主カム１４のプロフィールに従って、通常のバルブ１８のリフト動作が行われる。 Specifically, first, when the solenoid 68 is not driven, the slide pin 58 receives the urging force of the return spring 56 in a state of being separated from the camshaft 12, and is positioned at the displacement end Pmax1. As described above, in this state, the first rocker arm 32 and the second rocker arms 34R and 34L are all connected. Therefore, the normal lift operation of the valve 18 is performed according to the profile of the main cam 14.

ＥＣＵ２６は、内燃機関のフューエルカット要求等の所定の弁停止動作の実行要求（以下、弁停止要求と記載する。）を検知することで、ソレノイド６８を駆動させる。ソレノイドＯＮ状態とすることで、ソレノイド６８が駆動し、Ｐｍａｘ１位置にあるスライドピン５８（詳細には突起部５８ｃ）が、螺旋状溝６４の始端６４ａを含む溝開始区間に挿入される（図３）。溝開始区間に挿入されたスライドピン５８は、カムシャフト１２の回転に伴い、スライド区間に案内されて、Ｐｍａｘ２位置まで変位する。その後、スライドピン５８が浅溝部６４ｃを通過する過程で、ロックピン７０は切欠部５８ｅと係合し、突起部５８ｃは螺旋状溝６４から外れた状態となる。ロックピン７０が切欠部５８ｅと係合するため、スライドピン５８は、リターンスプリング５６の付勢力に対抗した状態（Ｐｍａｘ２位置を維持した状態）でロックピン７０に保持される（図４）。上述した通り、この状態において、第１ロッカーアーム３２と第２ロッカーアーム３４Ｒ、３４Ｌとがすべて分離された状態となる。そのため、主カム１４の回転に関係なく、第２ロッカーアーム３４が静止状態となるので、バルブ１８のリフト動作は休止状態となる。 The ECU 26 drives the solenoid 68 by detecting a request for executing a predetermined valve stop operation such as a fuel cut request of the internal combustion engine (hereinafter referred to as a valve stop request). By setting the solenoid ON state, the solenoid 68 is driven, and the slide pin 58 (specifically, the protrusion 58c) at the position Pmax1 is inserted into the groove start section including the start end 64a of the spiral groove 64 (FIG. 3). ). The slide pin 58 inserted in the groove start section is guided to the slide section and displaced to the position Pmax2 as the camshaft 12 rotates. Thereafter, in the process in which the slide pin 58 passes through the shallow groove portion 64 c, the lock pin 70 is engaged with the notch portion 58 e, and the projection portion 58 c is detached from the spiral groove 64. Since the lock pin 70 engages with the notch portion 58e, the slide pin 58 is held by the lock pin 70 in a state of being opposed to the urging force of the return spring 56 (a state where the Pmax2 position is maintained) (FIG. 4). As described above, in this state, the first rocker arm 32 and the second rocker arms 34R and 34L are all separated. Therefore, since the second rocker arm 34 is in a stationary state regardless of the rotation of the main cam 14, the lift operation of the valve 18 is in a resting state.

［実施の形態１における弁停止・弁停止保持の制御］
図５〜図６を用いて、弁停止要求があった場合の電磁式のアクチュエータ６６の制御について説明する。図５は、実施の形態１における弁停止時と弁停止保持時とにおけるアクチュエータ６６の通電状態の違いを説明するための図である。 [Control of valve stop / valve stop holding in Embodiment 1]
Control of the electromagnetic actuator 66 when there is a valve stop request will be described with reference to FIGS. FIG. 5 is a diagram for explaining the difference in the energized state of the actuator 66 between when the valve is stopped and when the valve is stopped in the first embodiment.

弁停止要求に応じて、ソレノイド６８を駆動させて、スライドピン５８を螺旋状溝６４に向けて押し出す弁停止時（図３）には、高応答性が要求されるため、図５（Ａ）に示すように単位時間当たりの通電時間を１００％として、ソレノイド６８に電流を供給する。 In response to the valve stop request, the solenoid 68 is driven to push the slide pin 58 toward the spiral groove 64. When the valve is stopped (FIG. 3), high responsiveness is required. As shown in FIG. 5, the current is supplied to the solenoid 68 with the energization time per unit time as 100%.

一方、弁停止状態となり、ロックピン７０が切欠部５８ｅに係合し、スライドピン５８がＰｍａｘ２位置でロックピン７０に保持された弁停止保持時（図４）には、図５（Ｂ）に示すようなＤｕｔｙ制御に基づいて、ソレノイド６８に電流を供給する。
Ｄｕｔｙ制御とは、ソレノイド６８に流す電流のＯＮ／ＯＦＦ時間を変化させる制御をいう。また、単位時間当たりの電流ＯＮ時間（通電時間）をＤｕｔｙ比といい、Ｄｕｔｙ制御では、Ｄｕｔｙ比に基づいて通電時間を制御する。本明細書では、単位時間当たりの電流ＯＮ時間が６０％、電流ＯＦＦ時間が４０％の場合に、Ｄｕｔｙ比０．６（又はＤｕｔｙ６０％）と記載する。例えば、図５（Ｂ）は、Ｄｕｔｙ５０％の状態を示す図である。Ｄｕｔｙ制御を実施することで消費電力を抑えて燃費向上を図ることができる。 On the other hand, when the valve is stopped and the lock pin 70 is engaged with the notch 58e and the slide pin 58 is held by the lock pin 70 at the Pmax2 position (FIG. 4), the state shown in FIG. A current is supplied to the solenoid 68 based on the duty control as shown.
Duty control refers to control that changes the ON / OFF time of the current flowing through the solenoid 68. Further, the current ON time (energization time) per unit time is referred to as a duty ratio, and in duty control, the current conduction time is controlled based on the duty ratio. In this specification, when the current ON time per unit time is 60% and the current OFF time is 40%, the duty ratio is 0.6 (or 60% duty). For example, FIG. 5B is a diagram showing a state of Duty 50%. By performing duty control, power consumption can be suppressed and fuel consumption can be improved.

図６は、上述した弁停止・弁停止保持を実施する場合に、ＥＣＵ２６が実行する制御ルーチンのフローチャートである。図６に示すルーチンでは、まずＥＣＵ２６は、ステップ１００において、弁停止を実施する。具体的には、弁停止要求を検出した場合に、ソレノイド６８を駆動させる。このとき、図５（Ａ）に示すように単位時間当たりの通電時間を１００％として、ソレノイド６８に電流を供給する。これにより、応答性の高い弁停止を実現する。 FIG. 6 is a flowchart of a control routine executed by the ECU 26 when the above-described valve stop / valve stop holding is performed. In the routine shown in FIG. 6, the ECU 26 first stops the valve in step 100. Specifically, the solenoid 68 is driven when a valve stop request is detected. At this time, current is supplied to the solenoid 68 with the energization time per unit time as 100% as shown in FIG. Thereby, the valve stop with high responsiveness is realized.

次に、ステップ１１０において、弁停止を実施した結果、ソレノイド６８に押圧されたロックピン７０がスライドピン５８の切欠部５８ｅに係合し、スライドピン５８が、Ｐｍａｘ２位置に保持された状態となったか否かを判定する。例えば、バルブリフトセンサにより吸排気バルブが閉弁状態を維持している場合に、保持完了と判定される。保持が未だ完了していない場合には、保持完了を待つために、再度ステップ１１０の判定処理を実行する。 Next, as a result of stopping the valve in step 110, the lock pin 70 pressed by the solenoid 68 is engaged with the notch 58e of the slide pin 58, and the slide pin 58 is held at the Pmax2 position. It is determined whether or not. For example, when the intake / exhaust valve is kept closed by the valve lift sensor, it is determined that the holding is completed. If the holding has not been completed yet, the determination process of step 110 is executed again in order to wait for the holding to be completed.

保持が完了している場合には、ＥＣＵ２６は、ステップ１２０において、保持Ｄｕｔｙ比として最小保持Ｄｕｔｙ比を設定する。ここで、最小保持Ｄｕｔｙ比とは、ロックピン７０が切欠部５８ｅから外れないＤｕｔｙ比の下限値を実験等で定めた値であり、ＥＣＵ２６は、この最小保持Ｄｕｔｙ比を記憶している。 When the holding is completed, the ECU 26 sets the minimum holding duty ratio as the holding duty ratio in step 120. Here, the minimum holding duty ratio is a value obtained by experimentally determining a lower limit value of the duty ratio at which the lock pin 70 is not removed from the notch 58e, and the ECU 26 stores the minimum holding duty ratio.

ステップ１３０において、保持Ｄｕｔｙ比に基づいた電流がソレノイド６８に供給される。その後、ステップ１４０において、弁復帰要求が検出されたか否かを判定する。弁復帰要求が検出されない間は、保持Ｄｕｔｙ比に基づいたソレノイド６８への通電が維持される（ステップ１３０）。 In step 130, a current based on the holding duty ratio is supplied to the solenoid 68. Thereafter, in step 140, it is determined whether or not a valve return request has been detected. While the valve return request is not detected, the energization to the solenoid 68 based on the hold duty ratio is maintained (step 130).

一方、ステップ１４０において、弁復帰要求が検出された場合には、続いて、ステップ１５０において、弁復帰を実施する。具体的には、ソレノイド６８への通電を停止する。 On the other hand, if a valve return request is detected in step 140, then in step 150, the valve return is performed. Specifically, the energization to the solenoid 68 is stopped.

以上のような制御ルーチンによれば、弁停止保持時に最小保持Ｄｕｔｙ比に基づいたＤｕｔｙ制御を実施することで、消費電力を低減し燃費向上を図ることができる。また、弁復帰に際しては最小電力からの復帰となるため、弁復帰の際の応答遅れを低減することができる。 According to the control routine as described above, by performing duty control based on the minimum hold duty ratio at the time of valve stop hold, power consumption can be reduced and fuel efficiency can be improved. In addition, since the power is returned from the minimum power when returning the valve, a response delay when returning the valve can be reduced.

しかしながら、弁停止保持状態において、最小保持Ｄｕｔｙ比に基づいてソレノイド６８が駆動し、ロックピン７０を切欠部５８ｅに押し当てている状況であっても、運転状態によっては、保持する力が不足しロックピン７０が切欠部５８ｅから外れる場合も生じうる。ロックピン７０が切欠部５８ｅから外れれば、予期せぬ弁復帰が生じ、新気の導入による触媒の劣化が懸念される。そこで、本実施形態のシステムにおいては、予期せぬ弁復帰状態を検出して、次回以降の弁停止保持時の保持Ｄｕｔｙ比を大きく設定する。加えて、弁停止保持状態の維持に大きく影響するエンジンの振動と油温とに着目し、これに基づいて保持Ｄｕｔｙ比を好適に補正してソレノイド６８の制御を実現することとした。 However, even when the solenoid 68 is driven based on the minimum holding duty ratio and the lock pin 70 is pressed against the notch 58e in the valve stop holding state, the holding force is insufficient depending on the operating state. There may be a case where the lock pin 70 is disengaged from the notch 58e. If the lock pin 70 is disengaged from the notch 58e, an unexpected valve return occurs, and there is a concern about catalyst deterioration due to the introduction of fresh air. Therefore, in the system according to the present embodiment, an unexpected valve return state is detected, and the holding duty ratio at the time of holding the valve stop after the next time is set large. In addition, attention is paid to engine vibration and oil temperature that greatly affect the maintenance of the valve stop holding state, and based on this, the holding duty ratio is suitably corrected to realize control of the solenoid 68.

具体的な、ソレノイド６８の制御ルーチンについて図７〜図９を用いて説明する。図７は、上述した制御を実現するために、ＥＣＵ２６が実行する制御ルーチンのフローチャートである。図７に示すルーチンでは、まずＥＣＵ２６は、ステップ２００において、弁停止を実施する。この処理は図６のステップ１００で述べた通りであるため、その内容は省略する。 A specific control routine for the solenoid 68 will be described with reference to FIGS. FIG. 7 is a flowchart of a control routine executed by the ECU 26 in order to realize the above-described control. In the routine shown in FIG. 7, first, the ECU 26 stops the valve in step 200. Since this process is as described in step 100 of FIG.

次に、ＥＣＵ２６は、ステップ２１０において、保持Ｄｕｔｙ比を算出する。保持Ｄｕｔｙ比は、ベースＤｕｔｙ比に後述する図８に示す補正係数βを乗じて算出される。なお、ベースＤｕｔｙ比は、始動時において、図６で述べた最小保持Ｄｕｔｙ比に設定されている。 Next, in step 210, the ECU 26 calculates a retention duty ratio. The retention duty ratio is calculated by multiplying the base duty ratio by a correction coefficient β shown in FIG. The base duty ratio is set to the minimum hold duty ratio described with reference to FIG.

補正係数βについて説明する。図８は、エンジンの振動・油温と補正係数βとの関係を示す図である。エンジンの振動が増大すると、その影響でロックピン７０が切欠部５８ｅから外れる可能性が生じる。また、高負荷運転により油温が上昇すると、その影響でソレノイド６８の温度が上昇し、電気抵抗の増大に伴う通電量の低下が生じる。そのため、エンジンの振動・油温が通常値より大きくなるほど、補正係数βを大きくすることで、保持Ｄｕｔｙ比を大きく設定する。振動・油温等が通常値を超えない場合には、最小保持Ｄｕｔｙ比で十分保持可能と判断できるため、補正係数βをデフォルト値とする。デフォルト値として１が設定されている。また、補正係数βの最大値は、通電量がソレノイド６８の仕様を超えないよう設定されている。
ここで、図８に示すエンジンの振動は、ノックセンサにより検出される振動量に関する関係値、エンジン回転数、燃料噴射量（負荷）に基づいて、これらの値が大きくなるとエンジンの振動量も大きくなると推定することができる。また、図８に示す油温は、油温センサにより検出される。なお、油温の他、エンジン冷却水温度を冷却水温度センサで検出することとしてもよい。 The correction coefficient β will be described. FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the vibration / oil temperature of the engine and the correction coefficient β. If the vibration of the engine increases, the lock pin 70 may be detached from the notch 58e due to the influence. Further, when the oil temperature rises due to a high load operation, the temperature of the solenoid 68 rises due to the influence, and the energization amount decreases with an increase in electrical resistance. Therefore, the retention duty ratio is set larger by increasing the correction coefficient β as the vibration / oil temperature of the engine becomes larger than the normal value. If the vibration / oil temperature does not exceed the normal value, it can be determined that the minimum retention duty ratio can be sufficiently maintained, and therefore the correction coefficient β is set as a default value. 1 is set as a default value. Further, the maximum value of the correction coefficient β is set so that the energization amount does not exceed the specification of the solenoid 68.
Here, the vibration of the engine shown in FIG. 8 increases based on the relational value regarding the vibration amount detected by the knock sensor, the engine speed, and the fuel injection amount (load). It can be estimated that Further, the oil temperature shown in FIG. 8 is detected by an oil temperature sensor. In addition to the oil temperature, the engine coolant temperature may be detected by a coolant temperature sensor.

続いて、ステップ２２０において、算出した保持Ｄｕｔｙ比に基づいてソレノイド６８への通電量をＤｕｔｙ制御する。これにより、弁停止時の１００％通電状態よりも少ない通電量で弁停止保持が実施される。 Subsequently, in step 220, the energization amount to the solenoid 68 is duty-controlled based on the calculated holding duty ratio. As a result, the valve stop holding is performed with an energization amount smaller than the 100% energization state when the valve is stopped.

ステップ２３０において、弁停止保持不可状態にあるか否かを判定する。具体的には、バルブリフトセンサの検出値から吸排気バルブが閉弁状態であるか否かを判定する。吸排気バルブが閉弁状態であると判定された場合には、弁停止保持が正常に実施されていると判断できる。この場合、ステップ２４０において弁復帰要求が検出されるまで、継続して弁停止保持を実施すると共に、弁停止保持不可判定を実施する（ステップ２１０〜２３０）。また、ステップ２４０において、弁復帰要求が検出された場合には、ステップ２５０において、弁復帰を実施する。具体的には、図６のステップ１５０と同様に、ソレノイド６８への通電を停止する。 In step 230, it is determined whether or not the valve stop holding state is disabled. Specifically, it is determined whether or not the intake / exhaust valve is in a closed state from the detection value of the valve lift sensor. When it is determined that the intake / exhaust valve is in the closed state, it can be determined that the valve stop holding is normally performed. In this case, until the valve return request is detected in step 240, the valve stop holding is continuously performed and the valve stop holding impossibility determination is performed (steps 210 to 230). If a valve return request is detected in step 240, valve return is executed in step 250. Specifically, the energization to the solenoid 68 is stopped as in step 150 of FIG.

ステップ２３０において、吸排気バルブが動作状態にあり、弁停止保持不可状態であると判定された場合には、ロックピン７０が切欠部５８ｅから外れて、予期せぬ弁復帰が生じたと判断できる。これに対して、後述するステップ２６０〜２８０において、再度の弁停止・弁停止保持を試みる。 In step 230, if it is determined that the intake / exhaust valve is in an operating state and cannot be held in a valve stop state, it can be determined that the lock pin 70 has been removed from the notch 58e and unexpected valve return has occurred. On the other hand, in steps 260 to 280 described later, an attempt is made to stop the valve and hold the valve again.

まず、ステップ２６０において、現状のベースＤｕｔｙ比に上乗せ値αを加えて、新たなベースＤｕｔｙ比を算出する。ＥＣＵ２６は、予め実験等で定めた上乗せ値αを記憶している。新たなベースＤｕｔｙ比に上述した補正係数βを乗じて新たな保持Ｄｕｔｙ比を算出する。 First, in step 260, an additional value α is added to the current base duty ratio to calculate a new base duty ratio. The ECU 26 stores an added value α that is determined in advance through experiments or the like. A new holding duty ratio is calculated by multiplying the new base duty ratio by the correction coefficient β described above.

続いて、ステップ２７０において、再度の弁停止を実施する。そして、ステップ２８０において、ステップ２６０で算出した保持Ｄｕｔｙ比に基づいたＤｕｔｙ制御による再度の弁停止保持を実施する。 Subsequently, in step 270, the valve is stopped again. In step 280, the valve stop is held again by duty control based on the hold duty ratio calculated in step 260.

その後、ＥＣＵ２６は、ステップ２４０において弁復帰要求が検出されるまで、継続して弁停止保持を実施すると共に、弁停止保持不可判定を実施する（ステップ２１０〜２３０）。この間、再び弁停止保持不可状態であると判定された場合には、ステップ２６０において、ベースＤｕｔｙ比にさらに上乗せ値αを加える（ベースＤｕｔｙ比＋α＋α＋…となる。）。 After that, the ECU 26 continues to hold the valve stop until it detects a valve return request in step 240, and also performs a determination not to hold the valve stop (steps 210 to 230). During this time, if it is determined again that the valve stop cannot be maintained, in step 260, an additional value α is further added to the base duty ratio (base duty ratio + α + α +...).

また、ステップ２４０において弁復帰要求が検出されるまでの間に、高負荷運転から低負荷運転に変化することなどにより、エンジンの振動・油温が低下して、ソレノイド６８や、ロックピン７０と切欠部５８ｅとの係合部への負荷が軽くなった場合には、ステップ２１０において、補正係数βを小さくして、保持Ｄｕｔｙ比を引き下げる。 In addition, until the valve return request is detected in step 240, the vibration / oil temperature of the engine decreases due to a change from high load operation to low load operation. If the load on the engaging portion with the notch 58e becomes light, in step 210, the correction coefficient β is decreased and the holding duty ratio is lowered.

保持Ｄｕｔｙ比を引き下げる場合の具体例について説明する。図９は、実施の形態１のシステムにおいて、エンジンの振動・油温が低下した場合の補正係数βの引き下げについて説明するための図である。ここでは、説明の簡便のため、初期のベースＤｕｔｙ比（最小保持Ｄｕｔｙ比）を０．５、上乗せ値αを０．１、補正係数βのデフォルト値を１．０とする。次の（ａ）〜（ｃ）の例に示すように保持Ｄｕｔｙ比が算出され、弁停止保持が実施される。
（ａ）初期の保持Ｄｕｔｙ比の算出
保持Ｄｕｔｙ比＝ベースＤｕｔｙ比（０．５）×β（１．０）＝０．５
（ｂ）高負荷運転（振動・油温が大きい）により、弁停止保持不可状態と判定された場合の保持Ｄｕｔｙ比の算出。ここでは、高負荷運転による振動・油温の増大により、補正係数βが図９のＡ点に示す１．２になったものとする。
ベースＤｕｔｙ比＝現在のベースＤｕｔｙ比（０．５）＋α（０．１）＝０．６
保持Ｄｕｔｙ比＝ベースＤｕｔｙ比（０．６）×β（１．２）＝０．７２
（ｃ）その後、（ｂ）よりも低負荷運転となった場合の保持Ｄｕｔｙ比の算出。ここでは、低負荷運転による振動・油温の低下により、補正係数βが図９のＢ点に示す１．０５になったものとする。
保持Ｄｕｔｙ比＝ベースＤｕｔｙ比（０．６）×β（１．０５）＝０．６３
このように、運転状態に応じて振動・油温が低下すれば補正係数βも小さくなるため、運転状態に応じて保持Ｄｕｔｙ比を引き下げることができる。 A specific example when the holding duty ratio is lowered will be described. FIG. 9 is a diagram for explaining the reduction of the correction coefficient β when the vibration / oil temperature of the engine is lowered in the system of the first embodiment. Here, for ease of explanation, the initial base duty ratio (minimum retention duty ratio) is 0.5, the added value α is 0.1, and the default value of the correction coefficient β is 1.0. As shown in the following examples (a) to (c), the holding duty ratio is calculated, and the valve stop holding is performed.
(A) Calculation of Initial Holding Duty Ratio Holding Duty Ratio = Base Duty Ratio (0.5) × β (1.0) = 0.5
(B) Calculation of the retention duty ratio when it is determined that the valve stop cannot be maintained due to high load operation (vibration and oil temperature is large). Here, it is assumed that the correction coefficient β becomes 1.2 shown at point A in FIG.
Base duty ratio = current base duty ratio (0.5) + α (0.1) = 0.6
Holding duty ratio = base duty ratio (0.6) × β (1.2) = 0.72
(C) After that, calculation of the retention duty ratio when the load operation is lower than that in (b). Here, it is assumed that the correction coefficient β is 1.05 shown by the point B in FIG. 9 due to the vibration and the decrease in the oil temperature due to the low load operation.
Holding duty ratio = base duty ratio (0.6) × β (1.05) = 0.63
In this way, if the vibration / oil temperature decreases according to the operating state, the correction coefficient β also decreases, so that the holding duty ratio can be reduced according to the operating state.

以上説明したように、図７に示すルーチンによれば、エンジンの振動・油温が高くなるに伴って、補正係数βを大きくして、保持Ｄｕｔｙ比を大きく設定することができる。そのため、弁停止保持不可状態が生じることを未然に防止することができる。予期せぬ弁復帰が生じることを抑制できるため、新気が触媒に流れ込むことによる触媒劣化を防止することができる。
また、上乗せ値αによる保持Ｄｕｔｙ比の更新だけでは数サイクルの弁停止保持不可状態が生じてしまうような運転条件下においても、エンジンの振動・油温の上昇に応じて補正係数βを高めることができるため、応答性高く必要な保持Ｄｕｔｙ比を確保することができる。
加えて、高負荷運転により、弁停止保持不可状態となり、ベースＤｕｔｙ比を上乗せした後であっても、低負荷運転となれば、エンジンの振動・温度の低下に応じて補正係数βは小さくなるため、保持Ｄｕｔｙ比を引き下げることができる。ソレノイド６８や、ロックピン７０と切欠部５８ｅとの係合部への負荷が軽くなった場合には、保持Ｄｕｔｙ比を引き下げることができるため、必要十分な保持Ｄｕｔｙ比を確保しつつ、消費電力を低減し燃費向上を図ることができる。
このように、本実施例のシステムによれば、弁停止保持不可状態を未然に防ぎつつ、運転状態に応じた消費電力の低減を図ることができる。 As described above, according to the routine shown in FIG. 7, as the vibration / oil temperature of the engine becomes higher, the correction coefficient β can be increased and the holding duty ratio can be set larger. For this reason, it is possible to prevent the valve stop holding state from occurring. Since unexpected valve return can be suppressed, catalyst deterioration due to fresh air flowing into the catalyst can be prevented.
Also, the correction coefficient β is increased in response to the increase in engine vibration and oil temperature even under operating conditions in which a state in which the valve stop cannot be maintained for several cycles is generated only by updating the hold duty ratio with the added value α. Therefore, the required holding duty ratio can be secured with high responsiveness.
In addition, even after the valve duty cannot be maintained due to high load operation and the base duty ratio is increased, if low load operation is performed, the correction coefficient β decreases as the engine vibration and temperature decrease. Therefore, the retention duty ratio can be reduced. When the load on the engagement portion between the solenoid 68 or the lock pin 70 and the notch portion 58e becomes light, the holding duty ratio can be lowered, so that the power consumption is ensured while ensuring the necessary and sufficient holding duty ratio. This can reduce fuel consumption and improve fuel efficiency.
As described above, according to the system of the present embodiment, it is possible to reduce the power consumption according to the operation state while preventing the valve stop holding disabled state.

ところで、上述した実施の形態１のシステムにおいては、補正係数βを、図９に示すようにエンジンの振動・油温の上昇に伴いリニアに大きくすることとしているが、この補正係数βと振動・油温の関係はこれに限定されるものではない。エンジンの振動・油温の上昇に伴い、上昇傾向にありさえすればよい。例えば、振動・油温の上昇に伴って、補正係数βを段階的に大きくすることとしてもよい。なお、この点は以下の実施の形態でも同様である。 In the system of the first embodiment described above, the correction coefficient β is increased linearly as the engine vibration / oil temperature rises as shown in FIG. The relationship of oil temperature is not limited to this. As long as the engine vibration and oil temperature rise, it only has to be on an upward trend. For example, the correction coefficient β may be increased stepwise as the vibration / oil temperature rises. This point is the same in the following embodiments.

また、上述した実施の形態１のシステムにおいては、弁停止保持不可状態であるか否かの判定を、バルブリフトセンサの検出値に基づいて判定することとしているが、この判定方法はこれに限定されるものではない。例えば、ノックセンサにより検出される振動量に関する関係値が、弁停止状態における想定値よりも大きい場合に、弁停止保持不可状態であると判定することとしてもよい。また、吸気管圧の変動が弁停止状態における想定値よりも大きい場合や、触媒温度に想定値以上の低下が生じた場合に、弁停止保持不可状態であると判定することとしてもよい。なお、この点は以下の実施の形態でも同様である。 Further, in the system of the first embodiment described above, the determination as to whether or not the valve stop holding state is impossible is made based on the detection value of the valve lift sensor, but this determination method is limited to this. Is not to be done. For example, when the relation value regarding the vibration amount detected by the knock sensor is larger than the assumed value in the valve stop state, it may be determined that the valve stop hold state is not possible. Further, when the fluctuation of the intake pipe pressure is larger than the assumed value in the valve stop state, or when the catalyst temperature has decreased more than the assumed value, it may be determined that the valve stop holding state is not possible. This point is the same in the following embodiments.

尚、上述した実施の形態１においては、切換ピン４８、５４Ｌ、５４Ｒ及びスライドピン５８が前記第１の発明における「変位部材」に、アクチュエータ６６、ソレノイド６８が前記第１の発明における「電磁式アクチュエータ」に、リターンスプリング５６が前記第１の発明における「付勢手段」に、可変機構２０が前記第１の発明における「可変機構」に、それぞれ相当している。
また、ここでは、ＥＣＵ２６が、上記図７のルーチン示す弁停止・弁停止保持を実行することにより前記第１の発明における「電流供給手段」及び「電流値設定手段」が、上記ステップ２１０及びステップ２６０の処理を実行することにより前記第１の発明における「保持電流値変更手段」及び前記第４の発明における「第２保持電流値変更手段」が、上記ステップ２３０の処理を実行することにより前記第３の発明における保持不能状態検出手段が、上記ステップ２６０の処理を実行することにより、前記第３の発明におけるベース値更新手段が、それぞれ実現されている。
更に、実施の形態１のおいては、上記変位端Ｐｍａｘ２が前記第１の発明における「切替位置」に、上記保持Ｄｕｔｙ比が前記第１の発明における「保持電流値」に、上記ベースＤｕｔｙ比が前記第３の発明における「ベース値」に、上記補正係数βが前記第３の発明における「補正値」に、それぞれ対応している。 In the first embodiment described above, the switching pins 48, 54L, 54R and the slide pin 58 are the “displacement member” in the first invention, and the actuator 66 and the solenoid 68 are the “electromagnetic type” in the first invention. The return spring 56 corresponds to the “actuator” in the first invention, and the variable mechanism 20 corresponds to the “variable mechanism” in the first invention.
Here, the ECU 26 executes the valve stop / valve stop holding shown in the routine of FIG. 7 so that the “current supply means” and the “current value setting means” in the first invention correspond to the step 210 and the step By executing the processing of 260, the “holding current value changing means” in the first invention and the “second holding current value changing means” in the fourth invention execute the processing of step 230 above. The base value update means in the third invention is realized by the non-holdable state detecting means in the third invention executing the processing of step 260 described above.
Furthermore, in the first embodiment, the displacement end Pmax2 is set to the “switching position” in the first invention, the holding duty ratio is set to the “holding current value” in the first invention, and the base duty ratio is set. Corresponds to the “base value” in the third invention, and the correction coefficient β corresponds to the “correction value” in the third invention.

実施の形態２．
［実施の形態２のシステム構成］
次に、図１０を参照して本発明の実施の形態２について説明する。本実施形態のシステムは図１に示す構成において、ＥＣＵ２６に後述する図１０のルーチンを実施させることで実現することができる。 Embodiment 2. FIG.
[System Configuration of Embodiment 2]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The system of the present embodiment can be realized by causing the ECU 26 to execute a routine of FIG. 10 described later in the configuration shown in FIG.

［実施の形態２における制御］
上述した実施の形態１では、弁停止保持不可状態が検出された場合に、保持Ｄｕｔｙ比に上乗せ値αを加え、前回よりも大きな電流をソレノイド６８に供給することで、より確実な弁停止保持を実現する。しかしながら、通常は起こらないイレギュラーな原因で弁停止保持不可状態が生じるケースもありうる。このようなケースは、本来保持Ｄｕｔｙ比を上乗せ更新するべきではない。そこで、本実施形態では、弁保持不可状態が検出された場合であっても、最初の検出であった場合には、保持Ｄｕｔｙ比を上乗せ更新しないこととした。 [Control in Embodiment 2]
In the above-described first embodiment, when the valve stop hold impossible state is detected, an additional value α is added to the hold duty ratio, and a current larger than the previous time is supplied to the solenoid 68, thereby ensuring more reliable valve stop hold. Is realized. However, there may be a case where the valve stop holding impossible state occurs due to an irregular cause that does not normally occur. Such a case should not be updated by adding the retained duty ratio. Therefore, in the present embodiment, even if the valve holding impossible state is detected, if it is the first detection, the holding duty ratio is not added and updated.

図１０は、上述の制御を実現するために、ＥＣＵ２６が実行する制御ルーチンのフローチャートである。図１０に示すルーチンは、上述した図７のステップ２００の前処理としてステップ３００〜３５０の処理が加えられている点を除き、図７に示すルーチンと同様である。以下、図１０において、図７に示すステップと同じステップについては、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。 FIG. 10 is a flowchart of a control routine executed by the ECU 26 in order to realize the above-described control. The routine shown in FIG. 10 is the same as the routine shown in FIG. 7 except that steps 300 to 350 are added as preprocessing of step 200 in FIG. 7 described above. Hereinafter, in FIG. 10, the same steps as those shown in FIG. 7 are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted or simplified.

図１０に示すルーチンでは、まず、ＥＣＵ２６は、弁停止要求を検出して弁停止を実施する（ステップ３００）。そして、ベースＤｕｔｙ比に上述した図８に示す補正係数βを乗じて保持Ｄｕｔｙ比を算出する（ステップ３１０）。その後、算出した保持Ｄｕｔｙ比に基づいて、ソレノイド６８に電流を供給する（ステップ３２０）。ステップ３００〜３２０の処理は、上述した図７のステップ２００〜２２０と同様であるため、詳細な内容については省略する。 In the routine shown in FIG. 10, first, the ECU 26 detects a valve stop request and stops the valve (step 300). Then, the holding duty ratio is calculated by multiplying the base duty ratio by the correction coefficient β shown in FIG. 8 described above (step 310). Thereafter, a current is supplied to the solenoid 68 based on the calculated retention duty ratio (step 320). Since the processing in steps 300 to 320 is the same as that in steps 200 to 220 in FIG. 7 described above, detailed contents are omitted.

その後、ＥＣＵ２６は、ステップ３３０において、弁停止保持不可状態にあるか否かを判定する。この判定方法は、上述した図７のステップ２３０と同様である。但し、本実施形態においては、始動時から弁停止保持不可状態と判断された保持不可回数をカウントする。ここで、弁停止時保持不可状態であると判定された場合には、保持不可回数を１として、上述した図７に示す制御ルーチンをステップ２００から開始する。そのため、本実施形態のシステムにおいては、弁停止保持不可状態を最初に検出した場合には、図７のステップ２６０に示すような、ベースＤｕｔｙ比の上乗せ更新はなされない。一方、２回目以降の弁停止保持不可状態を検出した場合には、図７の制御ルーチンに示す通り、ステップ２６０において、ベースＤｕｔｙ比の上乗せ更新がなされる。 Thereafter, in step 330, the ECU 26 determines whether or not the valve stop holding state is disabled. This determination method is the same as step 230 in FIG. 7 described above. However, in the present embodiment, the number of times of non-holding that is determined to be in a state where the valve stop cannot be held since the start is counted. Here, when it is determined that the valve cannot be held when the valve is stopped, the number of times of holding is set to 1, and the above-described control routine shown in FIG. Therefore, in the system of the present embodiment, when the valve stop holding impossible state is first detected, the base duty ratio is not added and updated as shown in step 260 of FIG. On the other hand, when the second and subsequent valve stop hold impossible states are detected, the base duty ratio is added and updated in step 260 as shown in the control routine of FIG.

また、ステップ３３０において、弁停止保持が正常に実施されていると判定された場合には、保持不可回数０のまま、ステップ３４０において、弁復帰要求が検出されるまで弁停止保持を実施すると共に、弁停止保持不可判定を実施する（ステップ３１０〜３３０）。ステップ３４０において、弁復帰要求が検出された場合には、弁復帰を実施する（ステップ３５０）。具体的には、図７のステップ２５０と同様に、ソレノイド６８への通電を停止する。 If it is determined in step 330 that the valve stop holding is being performed normally, the valve stop holding is performed until the valve return request is detected in step 340 while the number of times that the holding is not possible remains zero. Then, the valve stop holding impossibility determination is performed (steps 310 to 330). If a valve return request is detected in step 340, valve return is performed (step 350). Specifically, the energization to the solenoid 68 is stopped as in step 250 of FIG.

以上説明したように、図１０に示すルーチンによれば、弁停止保持不可状態となった回数が１回目である場合には、ベースＤｕｔｙ比の上乗せ更新を実施することなく、再度の弁停止の後、前回と同じ保持Ｄｕｔｙ比で再度の弁停止保持を試みる。そのため、本実施形態によれば、イレギュラーな原因により弁停止保持不可状態となった場合に、本来必要でない保持Ｄｕｔｙ比の上乗せ更新を防止することができる、そのため、消費電力を低減し燃費向上を図ることができる。 As described above, according to the routine shown in FIG. 10, when the number of times the valve stop holding state is disabled is the first time, the valve duty is not restarted without performing the addition update of the base duty ratio. Thereafter, the valve stop is held again at the same holding duty ratio as the previous time. Therefore, according to the present embodiment, when the valve stop cannot be maintained due to an irregular cause, it is possible to prevent the renewal of the retention duty ratio that is not necessary originally, thereby reducing the power consumption and improving the fuel consumption. Can be achieved.

１０動弁装置
１２カムシャフト
１４主カム
１６副カム
１８バルブ
２０可変機構
２４切換機構
２６ＥＣＵ
２８クランクポジションセンサ
４８、５４Ｌ、５４Ｒ切換ピン
５６リターンスプリング
５８スライドピン
５８ｃ突起部
５８ｅ切欠部
６４螺旋状溝
６６アクチュエータ
６８ソレノイド
７０ロックピン
Ｐｍａｘ１、Ｐｍａｘ２変位端
α 上乗せ値
β 補正係数 10 valve operating device 12 camshaft 14 main cam 16 sub cam 18 valve 20 variable mechanism 24 switching mechanism 26 ECU
28 Crank position sensors 48, 54L, 54R Switching pin 56 Return spring 58 Slide pin 58c Projection 58e Notch 64 Spiral groove 66 Actuator 68 Solenoid 70 Lock pin Pmax1, Pmax2 Displacement end α Addition value β Correction factor

Claims

A displacement member;
An electromagnetic actuator capable of changing a force applied to the displacement member in accordance with a supplied current;
Biasing means for biasing the displacement member in a direction opposite to the direction in which the electromagnetic actuator applies force to the displacement member;
A variable mechanism for switching a valve opening characteristic by displacing the displacement member to a switching position;
Current supply means for supplying a current corresponding to the set current value to the electromagnetic actuator;
When there is a request to switch the valve opening characteristics of the valve, the current value is a switching current value for displacing the displacement member to the switching position, and when the displacement member is displaced to the switching position, Current value setting means for setting the current value to a holding current value that is smaller than the switching current value and is capable of holding the displacement member at the switching position;
A holding current value changing means for increasing the holding current value as the vibration of the internal combustion engine increases;
A control device for an internal combustion engine, comprising:

The holding current value includes a base value and a correction value,
2. The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the holding current value changing means increases the correction value as the vibration of the internal combustion engine increases.

A non-holdable state detecting means for detecting a non-holdable state in which the displacement member cannot be held at the switching position;
A base value updating means for making the base value larger than a current value when detecting the non-holdable state;
The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 2, further comprising:

Second holding current value changing means for increasing the holding current value as the temperature of the electromagnetic actuator rises;
The control apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3, further comprising:

Means for estimating the amount of vibration based on the load of the internal combustion engine;
5. The control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the holding current value changing unit increases the holding current value as the amount of vibration increases. 6.

Means for estimating the amount of vibration based on the detection value of the knock sensor;
5. The control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the holding current value changing unit increases the holding current value as the amount of vibration increases. 6.