JP4200111B2

JP4200111B2 - 動弁制御装置

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Publication number: JP4200111B2
Application number: JP2004035580A
Authority: JP
Inventors: 直樹岡本
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2004-02-12
Filing date: 2004-02-12
Publication date: 2008-12-24
Anticipated expiration: 2024-02-12
Also published as: JP2005226534A

Description

本発明は、内燃機関の動弁（吸・排気バルブ）のバルブタイミング、リフト量等を変化させる動弁制御装置に関する。

従来、可変バルブタイミング機構としてクランクシャフトに対する回転位相を変化させることで、動弁のバルブタイミングを変化させる構成のものが知られている（特許文献１参照）。
この種の可変バルブタイミング機構では、バルブスプリングの付勢力に抗して動弁を開弁するときとバルブスプリングの付勢力によって閉弁とするときとで逆向きに交互に生じるトルク（交番トルク）がカムシャフトを介して、前記回転位相を変化させる機構部に作用し、該機構部の回転位相変化により相対動する部品同士が前記交番トルクによって振動する。これにより、前記部品同士の隙間（回転摺動部）に潤滑油膜が形成され、該油膜によって機構部の潤滑及び摩耗保護が行われる。
特開平７−２６９１７号公報

また、この種の可変バルブタイミング機構では一般に、動作範囲（回転位相の変更範囲）を制限し、また、動作位置の基準点とするためストッパ構造が設けられているが、運転中にストッパに当接すると、前記交番トルクを入力したときに、ストッパ方向への振動が規制され、前記潤滑油膜の形成が難しくなり、被潤滑部やストッパが摩耗するなどの不具合を生じる可能性がある。

また、動弁のリフト量を変化させる可変バルブリフト機構においても、該機構の制御軸部材が前記交番トルクにより振動し、被潤滑部の偏摩耗を生じたり、前記制御軸部材の回動範囲を制限するストッパが摩耗を生じたりするなどの不具合が生じる可能性がある。
本発明は、このような課題に着目してなされたもので、可変動弁機構を適切に制御することにより、動作の規制による偏摩耗を防止することを目的とする。

このため、請求項１に係る発明は、内燃機関の動弁の作動状態を変更させる機構の動作範囲を、ストッパ構造により規制しつつ、前記動弁の作動状態を制御する動弁制御装置であって、
前記機構の前記ストッパ構造によって規制される機構上の限界位置を基準位置として動弁の作動状態を検出し、
前記動弁の作動状態を変更する制御範囲が、前記機構の動作範囲の内側に狭めて設定されるように、前記機構上の限界位置に対して所定量オフセットした動弁の作動状態を制御上の基準位置として設定し、
かつ、前記機構上の限界位置を基準位置とする作動状態検出値を、前記所定量のオフセットで補正して前記制御上の基準位置に対する作動状態検出値を算出し、該算出した作動状態検出値を、動弁の作動状態の制御に使用する構成とした。
このようにすれば、動弁の作動範囲を変更させる機構の制御範囲が、該機構の動作範囲の内側に狭めて設定されるので、前記ストッパ構造で規制される位置に制御されることがなく、動弁開閉動作で入力される交番トルクによる機構の振動が制限されないので、該機構の潤滑油膜が良好に形成され被潤滑部の偏摩耗、ストッパの摩耗などの不具合を防止できる。

また、制御上の基準位置をストッパ構造で制限される機構上の基準位置からオフセットすることで、制御範囲をストッパに当接しない範囲に設定することができる。

また、制御上の基準位置に対する動弁の作動状態と機構上の基準位置に対する作動状態との間には、オフセット分のずれを生じる。そこで、機構上の基準位置に対する作動状態をオフセット分で補正した作動状態を制御時の作動状態検出値として用いることにより、適正に制御することができる。
また、請求項２に係る発明は、請求項１の構成に加え、機関停止時は、前記動弁の作動状態を変更させる機構が、前記ストッパ構造によって規制される機構上の限界位置に戻り、機関始動時に前記制御上の基準位置を目標値として動弁の作動状態が制御されるように構成した。
また、請求項３に係る発明は、請求項１の構成に加え、前記機構の前記ストッパ構造によって規制される機構上の限界位置を、機関の始動直後に学習する構成とした。

図１は、実施形態における車両用内燃機関の構成図である。
この図１において、内燃機関１０１の吸気管１０２には、スロットルモータ１０３ａでスロットルバルブ１０３ｂを開閉駆動する電子制御スロットル１０４が介装され、該電子制御スロットル１０４及び吸気バルブ１０５を介して、燃焼室１０６内に空気が吸入される。

燃焼排気は燃焼室１０６から排気バルブ１０７を介して排出され、フロント触媒１０８及びリア触媒１０９で浄化された後、大気中に放出される。
前記排気バルブ１０７は、排気側カムシャフト１１０に軸支されたカム１１１によって一定のリフト量及び作動角（開から閉までのクランク角）を保って開閉駆動されるが、吸気バルブ１０５は、可変バルブリフト機構１１２によってリフト量及び作動角が連続的に変えられるようになっている。なお、リフト量と作動角とは、一方の特性が決まれば他方の特性も決まるように同時に変えられる。

同じく吸気側には、前記クランクシャフトと吸気側カムシャフトとの回転位相差を連続的に可変制御して、吸気バルブ１０５のバルブタイミング（弁開閉タイミング）を進遅角する機構で構成される可変バルブタイミング機構２０１及び該吸気側カムシャフトの回転位置を検出するための吸気側カム角センサ２０２が吸気側カムシャフトの両端部に設けられる。カム角センサ２０２は、吸気カムシャフト１３４の所定の回転位置に同期して信号を出力し、該信号出力時にクランク角センサで検出されるクランク角位置に基づいてクランクシャフトに対するカムシャフトの回転位置を検出する構成のものの他、クランクシャフトに対するカムシャフトの相対回転位置（回転位相）を任意のタイミングで直接検出するセンサであってもよい。上記のように、吸気バルブ１０５の異なる作動特性であるリフト量（作動角）とバルブタイミングとをそれぞれ変更する複数の可変動弁機構として、可変バルブリフト機構１１２と可変バルブタイミング機構２０１とを備える。

前記可変バルブタイミング機構２０１は、クランクシャフト１２０に対する吸気側カムシャフト１３４の回転位相を変化させることで、吸気バルブ１０５のバルブタイミングを変化させる機構であり、本実施形態では、後述するようなスパイラルラジアルリンク式の可変バルブタイミング機構を採用する。
尚、本実施形態では吸気バルブ１０５側にのみ可変バルブタイミング機構２０１を備える構成としたが、吸気バルブ１０５側に代えて、又は、吸気バルブ１０５側と共に、排気バルブ１０７側に可変バルブタイミング機構を備える構成であっても良い。

また、各気筒の吸気ポート１３０には、電磁式の燃料噴射弁１３１が設けられ、該燃料噴射弁１３１は、エンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）１１４からの噴射パルス信号によって開弁駆動されると、所定圧力に調整された燃料を吸気バルブ１０５に向けて噴射する。
マイクロコンピュータを内蔵する前記ＥＣＵ１１４には、各種センサからの検出信号が入力され、該検出信号に基づく演算処理によって、前記電子制御スロットル１０４，可変バルブタイミング機構２０１及び燃料噴射弁１３１を制御する。

前記各種センサとしては、アクセル開度を検出するアクセル開度センサＡＰＳ１１６、機関１０１の吸入空気量Ｑを検出するエアフローメータ１１５、クランクシャフト１２０からクランク角１８０°毎の基準クランク角信号ＲＥＦ（基準回転位置信号）と単位クランク角度毎の単位角度信号ＰＯＳを取り出すクランク角センサ１１７、スロットルバルブ１０３ｂの開度ＴＶＯを検出するスロットルセンサ１１８、機関１０１の冷却水温度を検出する水温センサ１１９、吸気側カムシャフト１３４からカム角９０°（クランク角１８０°）毎のカム信号ＣＡＭ（基準回転位置信号）を取り出すカム角センサ２０２が設けられている。

尚、前記基準クランク角信号ＲＥＦの周期、又は、単位時間当たりの単位角度信号ＰＯＳの発生数に基づいて、ＥＣＵ１１４において機関回転速度Ｎｅが算出される。
図２〜図４は、前記可変バルブリフト機構１１２の構造を詳細に示すものである。
図２〜図４に示す可変バルブリフト機構は、一対の吸気バルブ１０５，１０５と、シリンダヘッド１１のカムシャフト受１４に回転自在に支持された中空状のカムシャフト１３（駆動軸）と、該カムシャフト１３に軸支された回転カムである２つの偏心カム１５，１５（駆動カム）と、前記カムシャフト１３の上方位置に同じカムシャフト受１４に回転自在に支持された制御軸１６と、該制御軸１６に制御カム１７を介して揺動自在に支持された一対のロッカアーム１８，１８と、各吸気バルブ１０５，１０５の上端部にバルブリフター１９，１９を介して配置された一対のそれぞれ独立した揺動カム２０，２０とを備えている。

前記偏心カム１５，１５とロッカアーム１８，１８とは、リンクアーム２５，２５によって連係され、ロッカアーム１８，１８と揺動カム２０，２０とは、リンク部材２６，２６によって連係されている。
上記ロッカアーム１８，１８，リンクアーム２５，２５，リンク部材２６，２６が伝達機構を構成する。

前記偏心カム１５は、図５に示すように、略リング状を呈し、小径なカム本体１５ａと、該カム本体１５ａの外端面に一体に設けられたフランジ部１５ｂとからなり、内部軸方向にカムシャフト挿通孔１５ｃが貫通形成されていると共に、カム本体１５ａの軸心Ｘがカムシャフト１３の軸心Ｙから所定量だけ偏心している。
また、前記一対の偏心カム１５は、カムシャフト１３に対し前記バルブリフター１９に干渉しない両外側にカムシャフト挿通孔１５ｃを介して圧入固定されていると共に、カム本体１５ａの外周面１５ｄが同一のカムプロフィールに形成されている。

前記ロッカアーム１８は、図４に示すように、略クランク状に屈曲形成され、中央の基部１８ａが制御カム１７に回転自存に支持されている。
また、基部１８ａの外端部に突設された一端部１８ｂには、リンクアーム２５の先端部と連結するピン２１が圧入されるピン孔１８ｄが貫通形成されている一方、基部１８ａの内端部に突設された他端部１８ｃには、各リンク部材２６の後述する一端部２６ａと連結するピン２８が圧入されるピン孔１８ｅが形成されている。

前記制御カム１７は、円筒状を呈し、制御軸１６外周に固定されていると共に、図２に示すように軸心Ｐ１位置が制御軸１６の軸心Ｐ２からαだけ偏心している。
前記揺動カム２０は、図２及び図６，図７に示すように略横Ｕ字形状を呈し、略円環状の基端部２２にカムシャフト１３が嵌挿されて回転自在に支持される支持孔２２ａが貫通形成されていると共に、ロッカアーム１８の他端部１８ｃ側に位置する端部２３にピン孔２３ａが貫通形成されている。

また、揺動カム２０の下面には、基端部２２側の基円面２４ａと該基円面２４ａから端部２３端縁側に円弧状に延びるカム面２４ｂとが形成されており、該基円面２４ａとカム面２４ｂとが、揺動カム２０の揺動位置に応じて各バルブリフター１９の上面所定位置に当接するようになっている。
即ち、図８に示すバルブリフト特性からみると、図２に示すように基円面２４ａの所定角度範囲θ１がベースサークル区間になり、カム面２４ｂの前記ベースサークル区間θ１から所定角度範囲θ２が所謂ランプ区間となり、更に、カム面２４ｂのランプ区間θ２から所定角度範囲θ３がリフト区間になるように設定されている。

また、前記リンクアーム２５は、円環状の基部２５ａと、該基部２５ａの外周面所定位置に突設された突出端２５ｂとを備え、基部２５ａの中央位置には、前記偏心カム１５のカム本体１５ａの外周面に回転自在に嵌合する嵌合穴２５ｃが形成されている一方、突出端２５ｂには、前記ピン２１が回転自在に挿通するピン孔２５ｄが貫通形成されている。
更に、前記リンク部材２６は、所定長さの直線状に形成され、円形状の両端部２６ａ，２６ｂには前記ロッカアーム１８の他端部１８ｃと揺動カム２０の端部２３の各ピン孔１８ｄ，２３ａに圧入した各ピン２８，２９の端部が回転自在に挿通するピン挿通孔２６ｃ，２６ｄが貫通形成されている。

尚、各ピン２１，２８，２９の一端部には、リンクアーム２５やリンク部材２６の軸方向の移動を規制するスナップリング３０，３１，３２が設けられている。
上記構成において、制御軸１６の軸心Ｐ２と制御カム１７の軸心Ｐ１との位置関係によって、図６，７に示すように、リフト量が変化することになり、前記制御軸１６を回転駆動させることで、制御カム１７の軸心Ｐ１に対する制御軸１６の軸心Ｐ２の位置を変化させる。

前記制御軸１６は、図１０に示すような構成により、ＤＣサーボモータ（アクチュエータ）１２１によってストッパで規定される最小角度位置と最大角度位置との間の所定回転角度範囲内で回転駆動されるようになっており、前記制御軸１６の作動角を前記アクチュエータ１２１で変化させることで、吸気バルブ１０５のリフト量及び作動角が連続的に変化する（図９参照）。

図１０において、ＤＣサーボモータ１２１は、その回転軸が制御軸１６と平行になるように配置され、回転軸の先端には、かさ歯車１２２が軸支されている。
一方、前記制御軸１６の先端に一対のステー１２３ａ，１２３ｂが固定され、一対のステー１２３ａ，１２３ｂの先端部を連結する制御軸１６と平行な軸周りに、ナット１２４が揺動可能に支持される。

前記ナット１２４に噛み合わされるネジ棒１２５の先端には、前記かさ歯車１２２に噛み合わされるかさ歯車１２６が軸支されており、ＤＣサーボモータ１２１の回転によってネジ棒１２５が回転し、該ネジ棒１２５に噛み合うナット１２４の位置が、ネジ棒１２５の軸方向に変位することで、制御軸１６が回転されるようになっている。
ここで、ナット１２４の位置をかさ歯車１２６に近づける方向が、リフト量が小さくなる方向で、逆に、ナット１２４の位置をかさ歯車１２６から遠ざける方向が、リフト量が大きくなる方向となっている。

前記制御軸１６の先端には、図１０に示すように、制御軸１６の回転角を検出するホールＩＣ式の回転角センサ１２７が設けられており、該回転角センサ１２７で検出される実際の回転角が目標回転角に一致するように、前記コントロールユニット１１４が前記ＤＣサーボモータ１２１をフィードバック制御する。ここで、制御軸１６の回転角制御によってリフト量と作動角とは同時に変えられるので、回転角センサ１２７は吸気バルブ１０５の作動角を検出すると同時にリフト量を検出するセンサである。

次に、前記可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）２０１の構成を、図１１〜図１８に基づいて説明する。図１１に示すように、前記吸気側のカムシャフト１３４と、このカムシャフト１３４の前端部に必要に応じて相対回動できるように組み付けられ、チェーン（図示せず）を介してクランクシャフト１２０に連係されるタイミングスプロケット３０２を外周に有する駆動リンク３０３（駆動回転体）と、この駆動リング３とカムシャフト１３４の前方側（図１１中左側）に配置されて、両者３０３，３０１の組付角を操作する組付角操作機構３０４と、この組付角操作機構３０４のさらに前方側に配置されて、同機構３０４を駆動する操作力付与手段３０５と、内燃機関の図外のシリンダヘッドとヘッドカバーの前面に跨って取り付けられて組付角操作機構３０４と操作力付与手段３０５の前面と周域を覆う図外のＶＴＣカバーと、を備えている。

駆動リング３０３は、段差状の挿通孔３０６を備えた短軸円筒状に形成され、この挿通孔３０６部分が、カムシャフト１３４の前端部に結合された従動軸部材３０７（従動回転体）に回転可能に組み付けられている。そして、駆動リング３０３の前面（カムシャフト１３４と逆側の面）には、図１２に示すように、対面する平行な側壁を有する３個の径方向溝３０８（径方向ガイド）が駆動リング３０３のほぼ半径方向に沿うように形成されている。

また、従動軸部材３０７は、図１１に示すように、カムシャフト１３４の前端部に突き合される基部側外周に拡径部が形成されると共に、その拡径部よりも前方側の外周面に放射状に突出する三つのレバー３０９が一体に形成され、軸芯部を貫通するボルト３１０によってカムシャフト１３４に結合されている。各レバー３０９には、リンク３１１の基端がピン３１２によって軸支連結され、各リンク３１１の先端には前記各径方向溝３０８に摺動自由に係合する円柱状の突出部３１３が一体に形成されている。

各リンク３１１は、突出部３１３が対応する径方向溝３０８に係合した状態において、ピン３１２を介して従動軸部材３０７に連結されているため、リンク３１１の先端側が外力を受けて径方向溝３０８に沿って変位すると、駆動リング３０３と従動軸部材３０７とはリンク３１１の作用によって突出部３１３の変位に応じた方向及び角度だけ相対回動する。

また、各リンク３１１の先端部には、軸方向前方側に開口する収容穴３１４が形成され、この収容穴３１４に、後述する渦巻き溝３１５（渦巻き状ガイド）に係合する球面突起３１６ａを有する係合ピン３１６（転動部材）と、この係合ピン３１６を前方側（渦巻き溝３１５側）に付勢するコイルばね３１７とが収容されている。なお、この実施形態においては、リンク３１１の先端の突出部３１３と係合ピン３１６、コイルばね３１７等とによって径方向に変位可能な可動案内部が構成されている。

一方、従動軸部材３０７のレバー３０９の突設位置よりも前方側には、円板状のフランジ壁３１８ａを有する中間回転体３１８が軸受３３１を介して回転自在に支持されている。この中間回転体３１８のフランジ壁３１８ａの後面側には断面半円状の前述の渦巻き溝３１５が形成され、この渦巻き溝３１５に、前記各リンク３１１の先端の係合ピン３１６が転動自在に案内係合されている。渦巻き溝３１５の渦巻きは、駆動リング３０３の回転方向に沿って次第に縮径するように形成されている。したがって、各リンク３１１先端の係合ピン３１６が渦巻き溝３１５に係合した状態において、中間回転体３１８が駆動リング３０３に対して遅れ方向に相対回転すると、リンク３１１の先端部は径方向溝３０８に案内されつつ、渦巻き溝３１５の渦巻き形状に誘導されて半径方向内側に移動し、逆に、中間回転体３１８が進み方向に相対変位すると、半径方向外側に移動する。

この実施形態の組付角操作機構３０４は、以上説明した駆動リング３０３の径方向溝３０８、リンク３１１、突出部３１３、係合ピン３１６、レバー３０９、中間回転体３１８、渦巻き溝３１５等によって構成されている。この組付角操作機構３０４は、操作力付与手段３０５から中間回転体３１８にカムシャフト１３４に対する相対的な回動操作力が入力されると、その操作力が渦巻き溝３１５と係合ピン３１６の係合部を通してリンク３１１の先端を径方向に変位させ、このときリンク３１１とレバー３０９の作用によって駆動リンク３０３と従動軸部材３０７に相対的な回動力を伝達する。

一方、操作力付与手段３０５は、中間回転体３１８を駆動リング３０３の回転方向に付勢するゼンマイばね３１９と、中間回転体３１８を駆動リング３０３の回転方向と逆方向に付勢すべく制動機構であるヒステリシスブレーキ３２０と、を備えてなり、内燃機関の運転状態に応じてヒステリシスブレーキ３２０の制動力を適宜制御することにより、中間回転体３１８を駆動リング３０３に対して相対回動させ、或は、この両者の回動位置を維持するようになっている。

ゼンマイばね３１９は、駆動リング３０３に一体に取り付けられた円筒部材３２１にその外周端部が結合される一方で、内周端部が中間回転体３１８の円筒状の基部に結合され、全体が中間回転体３１８のフランジ壁３１８ａの前方側スペースに配置されている。
一方、ヒステリシスブレーキ３２０は、中間回転体３１８の前端部にリテーナプレート３２２を介して取り付けられた有底円筒状のヒステリシスリング３２３と、非回転部材である図外のＶＴＣカバーに回転を規制した状態で取り付けられた磁界制御手段としての電磁コイル３２４と、電磁コイル３２４の磁気を誘導する磁気誘導部材であるコイルヨーク３２５と、を備え、電磁コイル３２４が機関の運転状態に応じて前記ＥＣＵ１１４によって通電制御されるようになっている。

ヒステリシスリング３２３は、図１５に示すように、外部の磁界の変化に対して位相遅れをもって磁束力が変化する特性（磁気的ヒステリシス特性）を持つヒステリシス材（半硬質材）によって形成され、外周側の円筒壁３２３ａ部分が前記コイルヨーク３２５によって制動作用を受けるようになっている。
コイルヨーク３２５は、電磁コイル３２４を取り囲むように全体が略円筒形状に形成され、その内周面が軸受３２８を介して従動軸部材３０７の先端部に回転可能に支持されている。そして、コイルヨーク３２５の後部面側（中間回転体３１８側）には磁気入出部分が円筒状の隙間をもって向かい合うように周面状の一対の対向面３２６，３２７が形成されている。

また、図１３に示すように、コイルヨーク３２５の両対向面３２６，３２７には夫々円周方向に沿って複数の凹凸が連続して形成され、これら凹凸のうちの凸部３２６ａ，３２７ａが磁極（磁界発生部）を成すようになっている。
そして、一方の対向面３２６の凸部３２６ａと他方の対向面３２７の凸部３２７ａは円周方向に交互に配置され、対向面３２６，３２７相互の近接する凸部３２６ａ，３２７ａがすべて円周方向にずれている。したがって、両対向面３２６，３２７の近接する凸部３２６ａ，３２７ａ間には、電磁コイル２４の励磁によって図１６に示すような円周方向に傾きをもった向きの磁界が発生する。そして、両対向面３２６，３２７間の隙間には前記ヒステリシスリング３２３の円筒壁３２３ａが非接触状態で介装されている。

ここで、このヒステリシスブレーキ３２０の作動原理を図１７によって説明する。なお、図１７（ａ）はヒステリシスリング３２３（ヒステリシス材）に最初に磁界をかけた状態を示し、図１７（ｂ）は上記（ａ）の状態からヒステリシスリング３２３を変位（回転）させた状態を示す。
図１７（ａ）の状態においては、コイルヨーク３２５の対向面３２６，３２７間の磁界の向き（対向面２７の凸部３２７ａから他方の対向面３２６の凸部３２７ａに向かう磁界の向き）に沿うようにヒステリシスリング３２３内に磁束の流れが生じる。

この状態からヒステリシスリング３２３が図１７（ｂ）に示すように外力Ｆを受けて移動すると、外部磁界内をヒステリシスリング３２３が変位することとなるため、このときヒステリシスリング３２３の内部の磁束は位相遅れをもち、ヒステリシスリング３２３の内部の磁束の向きは対向面３２６，３２７間の磁界の向きに対してずれる（傾斜する）こととなる。したがって、対向面３２７の凸部３２７ａからヒステリシスリング３２３に入る磁束の流れ（磁力線）と、ヒステリシスリング３２３から他方の対向面３２６の凸部３２６ａに向かう磁束の流れ（磁力線）が歪められ、このとき、この磁束の流れの歪みを矯正するような引き合い力が対向面３２６，３２７とヒステリシスリング３２３の間に作用し、その引き合い力がヒステリシスリング３２３を制動する抗力Ｆ’として働く。

このヒステリシスブレーキ３２０は、以上のようにヒステリシスリング３２３が対向面３２６，３２７間の磁界内を変位するときに、ヒステリシスリング３２３の内部の磁束の向きと磁界の向きのずれによって制動力を発生するものであるが、その制動力は、ヒステリシスリング３２３の回転速度（対向面３２６，３２７とヒステリシスリング３２３の相対速度）に関係なく、磁界の強さ、即ち、電磁コイル３２４の励磁電流の大きさに略比例した一定の値となる。

図１８は、夫々この実施形態のヒステリシスブレーキ３２０における回転速度と制動トルクの関係を、励磁電流をａ〜ｄ（ａ＜ｂ＜ｃ＜ｄ）に変えて調べた試験結果である。この試験結果から明らかなように、ヒステリシスブレーキ３２０は渦電流を用いたブレーキのように回転速度の影響を何等受けることがなく、常に励磁電流値に応じた制動力を得ることができる。

本実施形態に係る可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）２０１は以上のような構成となっており、ヒステリシスブレーキ３２０の電磁コイル３２４の励磁をオフにすると、ゼンマイばね３１９の付勢力によって中間回転体３１８が駆動リング３０３に対して機関回転方向に最大限回転し、係合ピン３１６が渦巻き溝３１５の外周側端面３１５ａに突き当たる位置で規制され、この位置がＶＴＣ２０１の機構上で変更し得る回転位相の最遅角位置となる（図１２参照）。

この状態から電磁コイル３２４の励磁をオンとすると、ゼンマイばね３１９の力に抗する制動力が中間回転体３１８に付与されて、中間回転体３１８が駆動リング３０３に対して逆方向に回転し、それによってリンク３１１の先端の係合ピン３１６が渦巻き溝３１５に誘導されてリンク３１１の先端部が径方向溝３０８に沿って変位し、リンク１１の作用によって駆動リング３０３と従動軸部材３０７の組付角が進角側に変更される。そして、前記電磁コイル３２４の励磁電流を増大して制動力を増大していくと、ついには係合ピン３１６が渦巻き溝３１５の内周側端面３１５ｂに突き当たる位置で規制され、この位置がＶＴＣ２０１の機構上で変更し得る回転位相の最進角位置となる（図１４参照）。

この状態から電磁コイル３２４の励磁電流を減少して制動力を減少するとゼンマイばね３１９の付勢力によって中間回転体３１８が正方向に戻り回転し、渦巻き溝３１５による係合ピン３１６の誘導によってリンク３１１が上記と逆方向に揺動し駆動リング３０３と従動軸部材３０７の組付角が遅角側に変更される。
このように、このＶＴＣ２０１によって可変される（クランクシャフト１２０に対するカムシャフト１３４の）回転位相は、電磁コイル３２４の励磁電流値を制御してヒステリシスブレーキ３２０の制動力を制御することによって任意の位相に変更し、ゼンマイばね３１９の力とヒステリシスブレーキ３２０の制動力のバランスによってその位相を保持することができる。

ここで、従来は、上記のように係合ピンがストッパとして機能する渦巻き溝の各端面に突き当たる機構上の最遅角位置と最進角位置を、そのまま制御上の最遅角位置と最進角位置としてＶＴＣ機構上の動作範囲（回転位相変更範囲）と制御範囲とを一致させていた［図１９（ａ）参照］。
しかし、かかる従来の構成では、既述のように、運転中に最遅角位置または最進角位置に制御されて係合ピンがストッパとして機能する渦巻き溝の端面に突き当たると、バルブ開閉反力に伴う交番トルクを入力したときに、ＶＴＣの回転位相を変更する機構部の振動が規制されて潤滑油膜の形成が難しくなり、衝突部分等に偏摩耗などの不具合を生じる可能性がある。

そこで、本発明では、ＶＴＣ機構上の動作範囲（回転位相変更範囲）の内側に制御範囲を設定する構成とする。具体的には、図１９（ｂ）に示すように、（ａ）に示す従来と同一の制御範囲を確保し、機構上の動作範囲を制御範囲の外側に拡大して設定するように、渦巻き溝３１５のストッパとして機能する端面３１５ａ，３１５ｂを、それぞれ従来より渦巻き溝の端部を延長した位置に形成する。なお、最終的に制御されるのは吸気バルブ（または排気バルブ）の位相であるので、以下（及び図１９）では、適宜、回転位相＝バルブ位相角として記載する。

そして、上記のようにして形成された端面３１５ａ，３１５ｂに係合ピン３１６が突き当たる機構上の最遅角位置と最進角位置に対し、それぞれ内側に所定量オフセットした位置を、制御上の最遅角位置と最進角位置として設定し、運転中は、該制御上の最遅角位置と最進角位置との間の範囲に制御される。特に、本実施形態のように吸気バルブのバルブタイミングを制御するＶＴＣ２０１の場合は、始動時に最遅角位置に制御されるので、制御上の最遅角位置を制御上の基準位置として設定し、該制御上の基準位置に対する進角量を目標値として設定する。なお、排気バルブのバルブタイミングを制御するＶＴＣの場合は、始動時に最進角位置に制御されるので、制御上の最進角位置を制御上の基準位置として設定し、該制御上の基準位置に対する遅角量を目標値として設定するのがよい。このようにすれば、始動後、一方向（吸気バルブ制御では進角方向、排気バルブ制御では遅角方向）のみに目標値を設定すればよく、仕様（プログラム）の変更も不要となり、簡易で信頼性の高い制御性能を維持できる。

ただし、前記カム角センサ２０２によって検出される回転位相は、係合ピン３１６が端面３１５ａに突き当たる機構上の最遅角位置を基準として検出されるので、この検出された回転位相をそのまま制御に用いると、制御上の最遅角位置を基準とする回転位相との間に前記オフセット分のずれを生じ、正常な制御を行えない。
そこで、機構上の最遅角位置を基準とした回転位相検出値（検出バルブ位相角）を前記オフセット分で補正して制御上の最遅角位置を基準とした回転位相検出値を算出し、この補正した回転位相検出値を制御用実バルブ位相角として用いる。

以上まとめると以下のようになる。
検出バルブ位相角＝｜実バルブ位置−機構上の最遅角位置｜
制御用実バルブ位相角＝｜検出バルブ位相角−オフセット分｜
図２０は、前記ＶＴＣ２０１による吸気バルブのバルブタイミング制御の基本フローを示す。

ステップ１では、機関運転状態（回転速度，負荷，水温等）に基づいて、吸気バルブの目標バルブ位相角を設定する。
ステップ２では、カム角センサ２０２の検出値を読み込み、前記補正処理を行って制御用の実バルブ位相角を算出する。
ステップ３では、前記目標バルブ位相角と前記実バルブ位相角との偏差Δθを算出する。

ステップ４では、前記偏差Δθに基づいて、ＰＩＤ制御等によりＶＴＣ２０１の操作量つまり電磁コイル３２４の励磁電流Ｉを算出する。
ステップ５では、前記励磁電流Ｉに応じた制御信号を電磁コイル３２４に出力する。
これにより、電磁コイル３２４が駆動されて励磁電流Ｉが流れ、ゼンマイばね３１９の付勢力とバランスする制動力により実バルブ位相角（バルブタイミング）が目標バルブ位相角に収束する。なお、運転停止時は、電磁コイル３２４の通電が遮断されて機構上の最遅角位置にあるが、始動時に制御上の最遅角位置が目標バルブ位相角として設定され、速やかに制御上の最遅角位置まで制御される。

このようにすれば、運転時の制御範囲が、ストッパ構造で規制される機構上の動作範囲の内側に設定されるので、ストッパに突き当たる位置で制御されることがない。したがって、カムシャフト１３４がバルブスプリングの付勢力に抗して吸気バルブ１０５を開弁するときとバルブスプリングの付勢力によって閉弁とするときとで逆向きに生じる交番トルクが、カムシャフト１３４を介して、ＶＴＣ２０１の回転位相差を変化させる機構部に作用すると、該機構部は制御された位相に対し、ゼンマイばね３１９の付勢力に応じた方向への動きと、該付勢力に抗した逆方向への動きとが可能であるので両方向に振動する。このため、回転位相を変更するため相対動する部品同士、具体的には、レバー３０９とリンク３１１とのピン３１２による連結部の隙間（回転摺動部：被潤滑部）、リンク３１１と係合ピン３１６との連結部の隙間（回転摺動部：被潤滑部）等に、前記交番トルクによる両方向の振動によって良好な潤滑油膜が形成されて良好な潤滑が行われ、これら被潤滑部の偏摩耗の不具合を防止できる。また、前記ストッパ（端面３１５ａ，３１５ｂ）の摩耗も防止できる。

なお、高精度な制御性能を維持するためには、ストッパで規制される機構上の基準位置（実施形態では最遅角位置）を学習して補正するのがよい。例えば、始動直後、低回転で短時間の学習を行えば、回転摺動部の面圧も小さいので偏摩耗を生じることなく学習できる。

また、本発明は、バルブリフト量及び作動角を変更する可変バルブリフト機構１１２にも適用できる。図１０において、制御軸１６の端部に連結されたステー１２３ｂには、ストッパ１６ａが固定され、図示しない他方のストッパ（シリンダヘッドと可変バルブリフト機構２０１が収納されるアクチュエータケースとの間に挟まれて、該ケースをシリンダヘッドに取り付けるためのプレート部材に固定）とで、制御軸１６の動作範囲を規制するストッパ構造が構成される。そして、現状では、バルブリフト量及び作動角が最大または最小付近に制御されるとき、前記交番トルクの入力によって制御軸１６が振動し、被潤滑部の偏摩耗を生じ、また、前記ストッパ相互が接触（衝突）を繰り返しストッパの摩耗を生じるという課題がある。

そこで、可変バルブタイミング機構の場合と同様、バルブリフト量及び作動角の制御範囲を、可変バルブリフト機構（制御軸１６）の動作範囲の内側に設定する構成とすることにより、ストッパ付近での制御を防止して被潤滑部の偏摩耗やストッパの摩耗を防止する。なお、この場合も、制御範囲を確保するため、ストッパで制限する動作範囲を従来より大きめに設定する。

具体的な実施形態としては、前記ＶＴＣ２０１に適用した実施形態を示す図１９，図２０において、遅角側をバルブリフト量及び作動角の小側、進角側をバルブリフト量及び作動角の大側に置き換え、バルブ位相角（バルブ位置）をバルブリフト量及び作動角と置き換えればよい。
更に、上記実施形態から把握し得る請求項以外の技術思想について、以下にその効果と共に記載する。
（イ）請求項1〜請求項３のいずれか１つに記載の動弁制御装置において、
動弁として吸気バルブのバルブタイミングを変更する可変バルブタイミング機構では、前記制御上の基準位置を吸気バルブのバルブタイミングの最遅角位置に設定し、動弁として排気バルブのバルブタイミングを変更する可変バルブタイミング機構では、前記制御上の基準位置をバルブタイミングの最進角位置に設定したことを特徴とする。

このようにすれば、通常始動時に、吸気バルブのバルブタイミングを変更する可変バルブタイミング機構では最遅角位置に設定され、排気バルブのバルブタイミングを変更する可変バルブタイミング機構では最進角位置に設定されるので、これらを制御上の基準位置とすることで始動後、一方向（前者では進角方向、後者では遅角方向）のみに目標値を設定すればよく、仕様（プログラム）の変更も不要となり、簡易で信頼性の高い制御性能を維持できる。
（ロ）請求項1〜請求項３または上記（イ）のいずれか１つに記載の動弁制御装置において、
可変バルブタイミング機構がクランクシャフトに同期して回転するカムスプロケットと、カムシャフトと、の間に、双方を相対回転させることによって前記回転位相を変更する組付け角操作機構を備えて構成されることを特徴とする。

（ハ）上記（ロ）に記載の動弁制御装置において、
前記組付け角操作機構が、駆動回転体と従動回転体のいずれか一方に設けられた径方向ガイドと、このガイドに対峙する面に渦巻き状ガイドを有する中間回転体と、前記２つのガイドに変位可能に案内結合される可動案内部と、前記駆動回転体と従動回転体のいずれか他方の回転中心から離間した部位と前記可動案内部とを揺動可能に結合したリンクを備えた構造であることを特徴とする。

このようにすれば、（ロ）または（ハ）のように構成された可変バルブタイミング機構に本発明を適用して、回転位相を変更する機構の偏摩耗を防止することができる。

本発明に係る動弁制御装置を備えた内燃機関のシステム構成図。可変バルブリフト機構を示す断面図（図３のＡ−Ａ断面図）。上記可変バルブリフト機構の側面図。上記可変バルブリフト機構の平面図。上記可変バルブリフト機構に使用される偏心カムを示す斜視図。上記可変バルブリフト機構の低リフト時の作用を示す断面図（図３のＢ−Ｂ断面図）。上記可変バルブリフト機構の高リフト時の作用を示す断面図（図３のＢ−Ｂ断面図）。上記可変バルブリフト機構における揺動カムの基端面とカム面に対応したバルブリフト特性図。上記可変バルブリフト機構のバルブタイミングとバルブリフトの特性図。上記可変バルブリフト機構における制御軸の回転駆動機構を示す斜視図。可変バルブタイミング機構を示す断面図。図１１のＡ−Ａ線に沿う断面図。図１１のＢ−Ｂ線に沿う断面図。上記可変バルブタイミング機構の作動状態を示す図１２と同様の断面図。ヒステリシス材の磁束密度−磁界特性を示すグラフ。図１３の部分拡大断面図。図１６の部品を直線状に展開した模式図であり、初期状態（ａ）とヒステリシスリングが回転したとき（ｂ）の磁束の流れを示す図。上記可変バルブタイミング機構のブレーキトルク−回転速度特性（ａ）と従来技術のブレーキトルク−回転速度特性（ｂ）を示すグラフ。本発明の実施形態における各種の設定を、従来の設定と比較して示した図。本発明の実施形態におけるバルブタイミング制御のフローチャート。

符号の説明

１０１…内燃機関、１０５…吸気バルブ、１１２…可変バルブリフト機構、１１４…エンジンコントロールユニット、１１７…クランク角センサ、１２０…クランクシャフト、１３４…カムシャフト、２０１…可変バルブタイミング機構、２０２…カム角センサ、３１５ａ，ｂ…渦巻き溝の先端（ストッパ）、１６ａ…ストッパ

Claims

内燃機関の動弁の作動状態を変更させる機構の動作範囲を、ストッパ構造により規制しつつ、前記動弁の作動状態を制御する動弁制御装置であって、
前記機構の前記ストッパ構造によって規制される機構上の限界位置を基準位置として動弁の作動状態を検出し、
前記動弁の作動状態を変更する制御範囲が、前記機構の動作範囲の内側に狭めて設定されるように、前記機構上の限界位置に対して所定量オフセットした動弁の作動状態を制御上の基準位置として設定し、
かつ、前記機構上の限界位置を基準位置とする作動状態検出値を、前記所定量のオフセットで補正して前記制御上の基準位置に対する作動状態検出値を算出し、該算出した作動状態検出値を、動弁の作動状態の制御に使用することを特徴とする動弁制御装置。
内燃機関の動弁の作動状態を変更させる機構の動作範囲を、ストッパ構造により規制しつつ、前記動弁の作動状態を制御する動弁制御装置であって、
前記機構の前記ストッパ構造によって規制される機構上の限界位置を基準位置として動弁の作動状態を検出し、
前記動弁の作動状態を変更する制御範囲が、前記機構の動作範囲の内側に狭めて設定されるように、前記機構上の限界位置に対して所定量オフセットした動弁の作動状態を制御上の基準位置として設定し、
かつ、前記機構上の限界位置を基準位置とする作動状態検出値を、前記所定量のオフセットで補正して前記制御上の基準位置に対する作動状態検出値を算出し、該算出した作動状態検出値を、動弁の作動状態の制御に使用する一方、
機関停止時は、前記動弁の作動状態を変更させる機構が、前記ストッパ構造によって規制される機構上の限界位置に戻り、機関始動時に前記制御上の基準位置を目標値として動弁の作動状態が制御されるようにしたことを特徴とする動弁制御装置。
内燃機関の動弁の作動状態を変更させる機構の動作範囲を、ストッパ構造により規制しつつ、前記動弁の作動状態を制御する動弁制御装置であって、
前記機構の前記ストッパ構造によって規制される機構上の限界位置を基準位置として動弁の作動状態を検出し、
前記動弁の作動状態を変更する制御範囲が、前記機構の動作範囲の内側に狭めて設定されるように、前記機構上の限界位置に対して所定量オフセットした動弁の作動状態を制御上の基準位置として設定し、
かつ、前記機構上の限界位置を基準位置とする作動状態検出値を、前記所定量のオフセットで補正して前記制御上の基準位置に対する作動状態検出値を算出し、該算出した作動状態検出値を、動弁の作動状態の制御に使用する一方、
前記機構の前記ストッパ構造によって規制される機構上の限界位置を、機関の始動直後に学習することを特徴とする動弁制御装置。