JP2005030241A

JP2005030241A - Control device of variable valve gear mechanism

Info

Publication number: JP2005030241A
Application number: JP2003194086A
Authority: JP
Inventors: Naoki Okamoto; 直樹岡本
Original assignee: Hitachi Unisia Automotive Ltd
Current assignee: Hitachi Unisia Automotive Ltd
Priority date: 2003-07-09
Filing date: 2003-07-09
Publication date: 2005-02-03

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a control device of a variable valve gear mechanism capable of securing excellent controllability while minimizing power consumption and calculation load in feedback control. SOLUTION: In this control device, a valve operating state is varied by rotatingly driving a control shaft by an actuator. A torque transmission means allowing only the transmission of torque from an actuator thereto is installed between the output shaft and the control shaft of the actuator. A deviation (absolute value) ERR between the target operating angle of the control shaft and the detected operating angle of the control shaft is compared with a specified value Δθ (S14). When ERR > Δθ, a feedback operating amount is calculated/outputted by proportional, integrating, and differentiating operations, and the driving of the actuator is controlled (S15, 16). On the other hand, when ERR ≤ Δθ, the operating angle is determined to be converged to the target operating angle, the calculation/output of the feedback operating amount are stopped, and the integrating operation amount at that time is held (S17, 18). COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、機関の吸気バルブ、排気バルブのバルブ作動状態（バルブタイミング、バルブリフト量等）を変化させる可変動弁機構の制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
アクチュエータによって回転駆動される制御軸を有し、この制御軸の回転位置を変化させることで機関の吸気バルブ又は排気バルブのバルブ作動状態を変化させる構成の可変動弁機構として、特許文献１に開示されたものがある。
【０００３】
このものは、カムシャフトと平行に設置されたギヤ軸（制御軸）の回転位置（回転角）を電動モータ（アクチュエータ）によって変化させることで、吸気バルブ又は排気バルブを開閉するカムとカムシャフトとの間に介装された不等速継手のコントロールディスクの回転位相を変化させ、これによって、吸気バルブ又は排気バルブのバルブタイミング、バルブ開放期間を調整するようにしている。
【０００４】
【特許文献１】
特開平９−８８５３１号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のような制御軸には、該制御軸を付勢するためのスプリングや構造的に発生するトルク（バルブスプリングの影響等）によって何らかの負荷が掛かっているが、このような負荷状態にある制御軸の回転位置をアクチュエータによって所定の目標位置へと制御する場合には、定常偏差の発生を防ぐため、通常、積分要素を含んだ（積分動作を行う）コントローラが使用される。
【０００６】
ここで、制御軸の回転位置が所定の目標位置に一致した場合には、前記コントローラの積分動作による操作量（フィードバック操作量における積分項をいい、以下、積分操作量という）は、アクチュエータが制御軸の回転位置を当該所定の目標位置に保持できるトルクを発生するように算出されているはずである。
【０００７】
かかる積分操作量は、制御軸とアクチュエータとの間で相互にトルク伝達が行われるような場合には、制御軸の回転位置が目標位置に一致した後も、その目標位置に保持するために必要とされるが、制御軸とアクチュエータとの間に、アクチュエータ側からのトルク伝達のみを許容し，制御軸側からのトルク伝達を禁止（遮断）するような伝達機構（手段）を介在させた場合には、この伝達機構（手段）によって制御軸の回転位置はそのまま保持されることになるため、前記積分操作量はもはや必要がないということができる。
【０００８】
しかし、従来のコントローラをそのまま用いたのでは、制御軸の回転位置が目標位置に一致した後においても（すなわち、比例操作量等の他の操作量が０となったとしても）積分操作量が出力されて、アクチュエータが駆動されることになるため、その分の電力がいわば無駄に消費されることになる。
【０００９】
これに対して、目標位置に一致した場合は積分操作量を（あるいは、回転位置が所定範囲内となった場合に収束を判断する場合には、積分操作量を含むすべての操作量を）強制的に０にすることで、出力されるフィードバック操作量自体を０としてアクチュエータの駆動を停止することも考えられるが、このようにすると、その後に目標値（目標）位置が変化した場合に、はじめから積分操作量の算出をやり直すことになり、収束性が悪化してしまうという問題がある。
【００１０】
本発明は、このような従来の問題を解決するためになされたものであり、フィードバック制御における電力消費及び演算負荷を最小限に抑制しつつ、良好な制御性（収束性）をも確保できる可変動弁機構の制御装置を提供することを目的とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
このため、請求項１記載の発明は、アクチュエータによって制御軸を回転駆動することでバルブ作動状態を変化させる構成において、アクチュエータの出力軸と制御軸との間に、アクチュエータ側からのトルク伝達を許容する一方、制御軸側からのトルク伝達を禁止（遮断）するトルク伝達手段を設け、前記アクチュエータをフィードバック制御する制御手段が、前記バルブ作動状態が目標に収束したと判断しときに、少なくとも積分動作による積分操作量の算出と該積分操作量を含むフィードバック操作量の出力とを停止すると共に、その時点における積分動作の算出値（積分操作量）を保持するようにした。
【００１２】
かかる構成によると、バルブ作動状態が目標に収束するとアクチュエータの駆動が停止され、フィードバック制御における積分操作量の算出が停止され、その時点（停止直前）で算出されていた積分操作量がそのまま保持される。
【００１３】
これにより、電力消費及び演算負荷を最小限に抑えつつ、フィードバック制御の制御性（収束性）を良好に維持できる。すなわち、制御軸の回転位置は、アクチュエータ側からのトルク伝達がなければ、トルク伝達手段によってそのまま保持されるので、フィードバック操作量の出力を停止することでアクチュエータの駆動を停止させ、併せて、フィードバック操作量（特に積分操作量）の算出も停止することで、その分の電力消費及び演算負荷を抑制できる。また、積分操作量の算出は停止するものの、停止直前の積分操作量はそのまま保持されるので、その後目標が変化した場合に、はじめから積分操作量の算出を行う必要がなく、目標への収束性を良好に維持できる。
【００１４】
請求項２記載の発明では、バルブ作動状態として、これと相関のある前記制御軸の回転位置を検出するようにし、制御手段が、目標バルブ作動特性に対応する目標回転位置と検出された制御軸の回転位置との偏差に基づいてフィードバック操作量の算出を行うと共に、前記偏差が所定値以下のときにバルブ作動状態が目標に収束したと判断するようにした。
【００１５】
かかる構成によると、バルブ作動状態検出手段として制御軸の回転位置を検出する回転位置検出手段（ポテンショメータ等）を採用し、検出された回転位置が目標回転位置となるようにアクチュエータをフィードバックすることになる。
【００１６】
これにより、アクチュエータによって制御軸を回転駆動することでバルブ作動状態を変化させる構成において、比較的簡単な構成で前記請求項１と同様の効果を得ることができる。また、目標回転位置と検出された回転位置との偏差が所定値以下のときに目標への収束を判断するようにしたので、ハンチングなどを防止して安定した制御を実現できる。
【００１７】
請求項３記載の発明は、前記バルブ作動状態をバルブの開閉タイミング（バルブタイミング）又はバルブリフト量の少なくとも一方とした。
かかる構成によると、アクチュエータによって制御軸を回転駆動することでバルブタイミング及び／又はバルブリフト量を変化させる構成の可変動弁機構をフィードバック制御する場合において、電力消費及び演算負荷を最小限に抑えつつ、制御性（収束性）を良好に維持できる。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図に基づいて説明する。
図１は、本発明の第１実施形態に係る車両用内燃機関の構成図である。図１において、内燃機関１０１の吸気通路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が介装されており、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。
【００１９】
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、排気浄化触媒１０８により浄化された後、マフラー１０９を介して大気中に放出される。ここで、排気バルブ１０７は、排気側カム軸１１０に軸支されたカム１１１によって一定のバルブリフト量及びバルブ作動角を保ったまま駆動されるが、吸気バルブ１０５は、可変動弁機構としてのＶＥＬ（ＶａｒｉａｂｌｅｖａｌｖｅＥｖｅｎｔａｎｄＬｉｆｔ機構）１１２によってバルブリフト量及びバルブ作動角が連続的に変えられ、また、可変動弁機構としてのＶＴＣ（ＶａｌｖｅＴｉｍｉｎｇＣｏｎｔｒｏｌ機構）１１３によってバルブタイミングが連続的に変えられるようになっている。
【００２０】
また、各気筒の吸気バルブ１０５上流側の吸気ポート１３０には、電磁式の燃料噴射弁１３１が設けられており、この燃焼噴射弁１３１は、コントロールユニット（Ｃ／Ｕ）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。
【００２１】
マイクロコンピュータを内蔵するＣ／Ｕ１１４には、機関１０１の冷却水温度Ｔｗを検出する水温センサ１１５、アクセル開度を検出するアクセル開度センサＡＰＳ１１６、吸入空気量Ｑａを検出するエアフローメータ１１７、クランク軸から回転信号を取り出すクランク角センサ１１８、吸気側カム軸の回転位置を検出するカムセンサ１１９、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１２０等の各種センサからの検出信号が入力される。
【００２２】
なお、機関回転速度Ｎｅは、前記クランク角センサ１１８から出力される回転信号に基づいて算出される。
そして、Ｃ／Ｕ１１４は、運転状態に応じて吸気バルブ１０５の目標バルブ作動状態（バルブタイミング、バルブリフト量等）を設定し、この目標バルブ作動状態となるようにＶＥＬ１１２及びＶＴＣ１１３を制御する。
【００２３】
ここで、ＶＥＬ１１２の構造について説明する。
ＶＥＬ１１２は、図２〜図４に示すように、一対の吸気バルブ１０５、１０５と、シリンダヘッド１１のカム軸受１４に回転自在に支持された中空状のカム軸１３と、該カム軸１３に軸支された回転カムである２つの偏心カム１５、１５と、前記カム軸１３の上方位置に同じカム軸受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、を備えて構成される。
【００２４】
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によって連係されており、また、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。
【００２５】
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、内部軸方向にカム軸挿通孔１５ｃが貫通形成されていると共に、カム本体１５ａの軸心Ｘがカム軸１３の軸心Ｙから所定量だけ偏心している。
【００２６】
また、前記偏心カム１５は、カム軸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軸挿通孔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。
【００２７】
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。
【００２８】
前記制御カム１７は、円筒状を呈し、前記制御軸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。
【００２９】
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にカム軸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。
【００３０】
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。
【００３１】
すなわち、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、また、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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。なお、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。
【００３４】
このような構成において、前記制御軸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、バルブリフト量を変化させることができ、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。
【００３５】
図１０は、制御軸１６の回転駆動機構の概略構成を示したものである。この図に示すように、制御軸１６には、ＤＣサーボモータ（アクチュエータ）２０１の出力軸（回転軸）の回転が、伝達機構２０２を介して伝達されるようになっており、制御軸１６の作動角をＤＣサーボモータ２０１によって変化させることによって、吸気バルブ１０５、１０５のバルブリフト量（及びバルブ作動角）が連続的に変化する（図９参照）。
【００３６】
前記伝達機構２０２は、ＤＣサーボモータ２０１の出力軸に設けられる第１ギヤ（ウォーム）２０３と、この第１ギヤ２０３と噛合するように前記制御軸１６と平行に設置されるギヤ軸２０４の一端側に設けられる第２ギヤ（ウォームホイール）２０５と、前記ギヤ軸２０４の他端側に設けられる第３ギヤ２０６と、この第３ギヤ２０６と噛合するように前記制御軸１６に設けられる第４ギヤ２０７と、を含んで構成される、いわゆるウォームギヤ式の減速機である。なお、ギヤ２０４軸、第２ギヤ２０５、第３ギヤ２０６をなく、第４ギヤ２０７をウォームホイールとして構成して、第１ギヤ２０３が直接第４ギヤ２０７を直接駆動するようにしてもよい。
【００３７】
このように、本実施形態では、伝達機構２０２としてウォームギヤ式の減速機を用いているので、ＶＥＬ１１２側で制御軸１６を回転しようとするトルク（ＶＥＬ１１２の構造上発生するトルクをも含む）が生じても、制御軸１６が回転するようなことは防止され、また、この回転トルクがＤＣサーボモータ２０１側へと伝達されないようになっている。
【００３８】
このような構成の下、Ｃ／Ｕ１１４は、前記制御軸１６の先端に設けられたポテンショメータ式の作動角センサ２０８により制御軸１６の作動角（回転位置）ＶＣＳ＿ＡＮＧＬを検出し、この検出した作動角ＶＳＣ＿ＡＮＧＬが目標作動角（目標回転位置）ＴＧＶＥＬとなるように前記ＤＣサーボモータ（アクチュエータ）２０１をフィードバック制御することで、主として吸気バルブ１０５のバルブリフト量を制御する。なお、作動角センサ２０８としては、上記ポテンショメータ式のものほか、例えばホールＩＣ式の非接触式センサとしてもよい。
【００３９】
一方、ＶＴＣ１１３としては、クランク軸に対するカム軸の回転位相を変化させる構成の公知の可変バルブタイミング機構を用いることができるので、詳細な説明は省略するが、Ｃ／Ｕ１１４は、クランク角センサ１１８及びカムセンサ１１９の検出信号に基づいて吸気側カム軸の回転位相ＶＴＣＮＯＷを検出し、検出した回転位相が目標回転位相ＴＧＶＴＣとなるようにＶＴＣ１１３（のアクチュエータ）をフィードバック制御することで、バルブタイミングを制御する。
【００４０】
ここで、Ｃ／Ｕ１１４によるＶＥＬ１１２のフィードバック制御について説明する。図１１は、ＶＥＬ１１２のフィードバック制御のフローチャートであり、所定時間（例えば、１０ｍｓｅｃ）毎に実行される。
【００４１】
図１１において、Ｓ１１では、前記作動角センサ２０８により検出された制御軸１６の作動角ＶＣＳ＿ＡＮＧＬを読み込む。
Ｓ１２では、吸気バルブ１０５のバルブ作動特性が、機関の運転条件（負荷・回転）に基づいて設定される目標バルブ作動状態となるような目標作動角ＴＧＶＥＬを設定する。
【００４２】
Ｓ１３では、目標作動角ＴＧＶＥＬと検出された作動角ＶＣＳ＿ＡＮＧＬとのの偏差の絶対値ＥＲＲ（＝│ＴＧＶＥＬ−ＶＣＳ＿ＡＮＧＬ│）を算出する。
Ｓ１４では、前記ＥＲＲ（偏差の絶対値）とあらかじめ設定された所定値Δθ以下とを比較する。前記ＥＲＲが所定値Δθを超えていれば、Ｓ１５に進む。
【００４３】
Ｓ１５では、次式に示すように、前記ＥＲＲに基づく比例（Ｐ）、積分（Ｉ）、微分（Ｄ）動作によってフィードバック操作量Ｕを算出する。
Ｕ＝Ｕｐ＋Ｕｉ＋Ｕｄ
Ｕｐ＝Ｇｐ＊ＥＲＲ
Ｕｉ＝Ｇｉ＊ＥＲＲ＊Ｔｓ＋Ｕｉｚ
Ｕｄ＝Ｇｄ＊（ＥＲＲ−ＥＲＲｚ）／Ｔｓ
ただし、Ｕｐ：比例操作量（比例項）、Ｕｉ：積分操作量（積分項）、Ｕｄ：微分操作量（微分項）、Ｇｐ：比例ゲイン、Ｇｉ：積分ゲイン、Ｇｄ：微分ゲイン、Ｔｓ：制御周期、ＥＲＲｚ：偏差の前回値（絶対値）、である。
【００４４】
Ｓ１６では、算出したフィードバック操作量Ｕを出力し、ＤＣサーボモータ２０１の駆動を制御して本フローを終了する。
一方、Ｓ１４において、前記ＥＲＲが所定値Δθ以下であれば、吸気バルブ１０５のバルブ作動状態が目標に収束したと判断して、Ｓ１７に進み、フィードバック操作量Ｕの算出を停止する。
【００４５】
そして、Ｓ１８において、積分操作量Ｕｉを前回値Ｕｉｚのままとして（Ｕｉ＝Ｕｉｚとして）本フローを終了する。従って、この場合には、フィードバック操作量Ｕは出力されない（アクチュエータ２０１は駆動されない）ことになる。
【００４６】
なお、上記のように、本実施形態では、前記ＥＲＲが所定値Δθ以下となったときに吸気バルブ１０５のバルブ作動状態が目標に収束したと判断してフィードバック操作量Ｕの算出及び出力を停止するようにしているが、前記所定値Δθ≒０の場合には、目標に収束したと判断したときには、比例操作量Ｕｐ及び微分操作量Ｕｄもほぼ０になるので、この場合におけるフィードバック操作量Ｕの算出及び出力の停止は、積分操作量Ｕｉの算出及び出力を停止することと同じ意味になる。
【００４７】
この積分操作量Ｕｉは、前記制御軸１６の作動角を目標作動角に保持するのに必要なトルクを得るためのものであるが、上述したように、本実施形態では、ＤＣサーボモータ２０１とＶＥＬ１１２（の制御軸１６）との間に、ウォームギヤ式の減速機が伝達機構として設けられているので、制御軸１６が逆回転等することが機構的に防止されている。
【００４８】
従って、制御軸１６の作動角が目標作動角に一致した後は、これを保持するための操作量、すなわち、前記積分操作量Ｕｉも必要がないことになる。
このため、前記ＥＲＲが所定値Δθ以下となり、吸気バルブ１０５のバルブ作動状態が目標に収束したと判断したときは、フィードバック操作量Ｕ（Δθ≒０の場合には、積分操作量Ｕｉ）の算出及び出力を停止して、電力消費及び演算負荷を最小限に抑制するようにしている。
【００４９】
一方、前記フィードバック操作量Ｕの算出及び出力の停止と共に、積分操作量Ｕｉをクリア（０に）してしまうと、その後目標が変化した場合に、再度はじめから積分操作量Ｕｉの算出を行うことになり、極めて効率が悪い。
【００５０】
そこで、フィードバック操作量Ｕ（積分操作量Ｕｉ）の算出は停止するものの、その時点（停止直前）における積分操作量Ｕｉｚを保持しておくことで、その後に目標が変更された場合に、必要な積分操作量Ｕｉの算出を迅速に行えるようにし、吸気バルブ１０５のバルブ作動状態の目標への早期収束を実現するようにしている。
【００５１】
これにより、電力消費及び演算負荷を最小限に抑制して燃費の向上を図ると共に、良好な制御性（収束性）を確保することができる。
なお、以上は、吸気バルブ１０５のバルブリフト量を変化させるＶＥＬ１１２に対する制御について説明したが、排気バルブ側にＶＥＬ１１２を採用した場合も同様であり、また、アクチュエータによって制御軸の回転位置を変化させることでバルブ作動状態を変化させる構成のものであれば、バルブリフト量に限られるものではなく、例えばバルブタイミング（開閉タイミング）を変化させる構成の可変動弁機構（ＶＴＣ；ＶａｌｖｅＴｉｍｉｎｇＣｏｎｔｒｏｌ機構）に適用してもよい。
【００５２】
また、伝達機構２０２としては、アクチュエータ側から制御軸へのトルク伝達のみを許容し，制御軸側からのトルク伝達を禁止（遮断）する構成であればよく、ウォームギヤ式の減速機に限るものではない。
【００５３】
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。
請求項１〜３のいずれか１つに記載の可変動弁機構の制御装置において、前記トルク伝達機構は、前記アクチュエータの出力軸に固定されたウォームと、このウォームと噛合するウォームホイールと、を含んで構成されるウォームギヤ式の減速機であることを特徴とする。
【００５４】
このように、アクチュエータの出力軸と制御軸との間にウォームギヤ式の減速機を設けることで、アクチュエータ側から制御軸へのトルク伝達を許容すると共に、アクチュエータ側から伝達されたトルク以外の回転トルクによって制御軸が回転するようなことを容易に防止できる（制御軸側からアクチュエータ側へのトルク伝達を禁止できる）。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施形態における内燃機関のシステム構成図である
【図２】本発明の実施形態におけるＶＥＬ（ＶａｒｉａｂｌｅｖａｌｖｅＥｖｅｎｔａｎｄＬｉｆｔ機構）の断面図（図３のＡ−Ａ断面図）である。
【図３】ＶＥＬの側面図である。
【図４】ＶＥＬの平面図である。
【図５】ＶＥＬに使用される偏心カムを示す斜視図である。
【図６】ＶＥＬの低リフト時の作用を示す断面図（図３のＢ−Ｂ断面図）である。
【図７】ＶＥＬの高リフト時の作用を示す断面図（図３のＢ−Ｂ断面図）である。
【図８】ＶＥＬ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である。
【図９】ＶＥＬによるバルブタイミングとバルブリフトの特性図である。
【図１０】ＶＥＬにおける制御軸の回転駆動機構を示す斜視図である。
【図１１】ＶＥＬのフィードバック制御を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１６…制御軸、１０１…内燃機関、１０５…吸気バルブ、１１２…ＶＥＬ（可変動弁機構）、１１４…Ｃ／Ｕ（コントロールユニット）、１３２…カムセンサ、２０８…作動角センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a variable valve mechanism that changes valve operating states (valve timing, valve lift amount, etc.) of an intake valve and an exhaust valve of an engine.
[0002]
[Prior art]
Patent Document 1 discloses a variable valve mechanism that has a control shaft that is rotationally driven by an actuator and changes the valve operating state of an intake valve or exhaust valve of an engine by changing the rotational position of the control shaft. There is something that was done.
[0003]
This includes a cam and a camshaft that open and close an intake valve or an exhaust valve by changing the rotational position (rotation angle) of a gear shaft (control shaft) installed in parallel with the camshaft by an electric motor (actuator). The rotational phase of the control disk of the inconstant velocity joint interposed between them is changed, thereby adjusting the valve timing and valve opening period of the intake valve or exhaust valve.
[0004]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 9-88531
[Problems to be solved by the invention]
By the way, some load is applied to the control shaft as described above by a spring for biasing the control shaft or a structurally generated torque (effect of valve spring, etc.). When the rotational position of a certain control axis is controlled to a predetermined target position by an actuator, a controller that includes an integral element (performs an integral operation) is usually used to prevent the occurrence of a steady deviation.
[0006]
Here, when the rotational position of the control shaft coincides with a predetermined target position, the actuator controls the operation amount (the integral term in the feedback operation amount, hereinafter referred to as the integral operation amount) by the integral operation of the controller. It should have been calculated so as to generate a torque that can maintain the rotational position of the shaft at the predetermined target position.
[0007]
This integral operation amount is necessary to hold the control shaft at the target position even after the rotational position of the control shaft matches the target position when torque is transmitted between the control shaft and the actuator. However, when a transmission mechanism (means) that allows only torque transmission from the actuator side and prohibits (cuts off) torque transmission from the control shaft side is interposed between the control shaft and the actuator. In this case, since the rotational position of the control shaft is maintained as it is by this transmission mechanism (means), it can be said that the integral operation amount is no longer necessary.
[0008]
However, when the conventional controller is used as it is, even after the rotational position of the control shaft coincides with the target position (that is, even when the other operation amount such as the proportional operation amount becomes 0), the integral operation amount is Since the actuator is driven by the output, the power corresponding to that is wasted.
[0009]
On the other hand, if the target position matches, the integral manipulated variable is forced (or all manipulated variables including the integral manipulated variable are forcibly determined when the rotational position is within the predetermined range). It is conceivable that the actuator operation is stopped by setting the output feedback operation amount itself to 0 by setting it to 0. However, when the target value (target) position changes after that, Therefore, the calculation of the integral operation amount is performed again, and there is a problem that the convergence is deteriorated.
[0010]
The present invention has been made to solve such conventional problems, and it is possible to ensure good controllability (convergence) while minimizing power consumption and calculation load in feedback control. It is an object of the present invention to provide a control device for a variable valve mechanism.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, according to the first aspect of the present invention, torque transmission from the actuator side is permitted between the output shaft of the actuator and the control shaft in a configuration in which the valve operating state is changed by rotationally driving the control shaft by the actuator. On the other hand, a torque transmission means for prohibiting (cutting off) torque transmission from the control shaft side is provided, and at least an integration operation is performed when the control means for feedback controlling the actuator determines that the valve operating state has converged to the target. The calculation of the integral manipulated variable by the control and the output of the feedback manipulated variable including the integral manipulated variable are stopped, and the calculated value (integral manipulated variable) of the integral operation at that time is held.
[0012]
According to such a configuration, when the valve operating state converges to the target, the driving of the actuator is stopped, the calculation of the integral operation amount in the feedback control is stopped, and the integral operation amount calculated at that time (immediately before the stop) is held as it is. The
[0013]
As a result, the controllability (convergence) of the feedback control can be satisfactorily maintained while minimizing the power consumption and the calculation load. That is, the rotational position of the control shaft is held as it is by the torque transmission means if there is no torque transmission from the actuator side, so that the actuator drive is stopped by stopping the output of the feedback manipulated variable, and at the same time, the feedback By stopping the calculation of the operation amount (particularly, the integral operation amount), it is possible to suppress the power consumption and calculation load accordingly. Although the calculation of the integral operation amount stops, the integral operation amount immediately before the stop is maintained as it is, so that if the target changes after that, there is no need to calculate the integral operation amount from the beginning, and convergence to the target Good maintainability.
[0014]
According to the second aspect of the present invention, the rotational position of the control shaft correlated with the valve operating state is detected, and the control means detects the target rotational position corresponding to the target valve operating characteristic and the detected control shaft. The amount of feedback operation is calculated based on the deviation from the rotational position of the valve, and it is determined that the valve operating state has converged to the target when the deviation is equal to or less than a predetermined value.
[0015]
According to this configuration, rotational position detection means (potentiometer or the like) that detects the rotational position of the control shaft is employed as the valve operating state detection means, and the actuator is fed back so that the detected rotational position becomes the target rotational position. Become.
[0016]
Thus, in the configuration in which the valve operating state is changed by rotationally driving the control shaft by the actuator, the same effect as in the first aspect can be obtained with a relatively simple configuration. Further, since the convergence to the target is determined when the deviation between the target rotational position and the detected rotational position is less than or equal to a predetermined value, stable control can be realized by preventing hunting and the like.
[0017]
According to a third aspect of the present invention, the valve operating state is at least one of valve opening / closing timing (valve timing) and valve lift amount.
According to such a configuration, when feedback control is performed for a variable valve mechanism configured to change the valve timing and / or valve lift amount by rotationally driving the control shaft by an actuator, the power consumption and the calculation load are minimized. The controllability (convergence) can be maintained well.
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a configuration diagram of an internal combustion engine for a vehicle according to a first embodiment of the present invention. In FIG. 1, an electronic control throttle 104 that opens and closes a throttle valve 103 b by a throttle motor 103 a is interposed in an intake passage 102 of the internal combustion engine 101, and combustion is performed via the electronic control throttle 104 and the intake valve 105. Air is sucked into the chamber 106.
[0019]
The combustion exhaust gas is discharged from the combustion chamber 106 through the exhaust valve 107, purified by the exhaust purification catalyst 108, and then released into the atmosphere through the muffler 109. Here, the exhaust valve 107 is driven by a cam 111 pivotally supported by the exhaust side camshaft 110 while maintaining a constant valve lift amount and a valve operating angle. The intake valve 105 serves as a variable valve mechanism. A valve lift amount and a valve operating angle are continuously changed by a VEL (Variable Valve Event and Lift mechanism) 112, and a valve timing is continuously changed by a VTC (Valve Timing Control mechanism) 113 as a variable valve mechanism. It is like that.
[0020]
In addition, an electromagnetic fuel injection valve 131 is provided in the intake port 130 upstream of the intake valve 105 of each cylinder. The combustion injection valve 131 receives an injection pulse signal from the control unit (C / U) 114. When the valve is driven to open, the fuel adjusted to a predetermined pressure is injected toward the intake valve 105.
[0021]
A C / U 114 having a built-in microcomputer includes a water temperature sensor 115 for detecting the coolant temperature Tw of the engine 101, an accelerator opening sensor APS116 for detecting the accelerator opening, an air flow meter 117 for detecting the intake air amount Qa, and a crankshaft. Detection signals are input from various sensors such as a crank angle sensor 118 that extracts a rotation signal from the cam, a cam sensor 119 that detects the rotation position of the intake camshaft, and a throttle sensor 120 that detects the opening TVO of the throttle valve 103b.
[0022]
The engine rotation speed Ne is calculated based on a rotation signal output from the crank angle sensor 118.
Then, the C / U 114 sets the target valve operating state (valve timing, valve lift amount, etc.) of the intake valve 105 according to the operating state, and controls the VEL 112 and the VTC 113 so as to be in this target valve operating state.
[0023]
Here, the structure of the VEL 112 will be described.
2 to 4, the VEL 112 includes a pair of intake valves 105, 105, a hollow cam shaft 13 that is rotatably supported by the cam bearing 14 of the cylinder head 11, and a shaft mounted on the cam shaft 13. Two eccentric cams 15, 15 that are supported rotating cams, a control shaft 16 that is rotatably supported by the same cam bearing 14 above the cam shaft 13, and a control cam 17 on the control shaft 16. A pair of rocker arms 18 and 18 supported in a swingable manner, and a pair of independent rocking cams 20 and 20 disposed at upper ends of the intake valves 105 and 105 via valve lifters 19 and 19, respectively. It is configured with.
[0024]
The eccentric cams 15 and 15 and the rocker arms 18 and 18 are linked by link arms 25 and 25, and the rocker arms 18 and 18 and the rocking cams 20 and 20 are linked by link members 26 and 26. Yes.
[0025]
As shown in FIG. 5, the eccentric cam 15 has a substantially ring shape and includes a small-diameter cam main body 15a and a flange portion 15b integrally provided on the outer end surface of the cam main body 15a. A cam shaft insertion hole 15 c is formed through the shaft, and the shaft center X of the cam body 15 a is eccentric from the shaft center Y of the cam shaft 13 by a predetermined amount.
[0026]
The eccentric cam 15 is press-fitted and fixed to the camshaft 13 on both outer sides that do not interfere with the valve lifter 19 via camshaft insertion holes 15c, and the outer peripheral surface 15d of the cam body 15a has the same cam profile. Is formed.
[0027]
As shown in FIG. 4, the rocker arm 18 is bent in a substantially crank shape, and a central base portion 18 a is supported by the control cam 17 in a self-rotating manner.
A pin hole 18d into which a pin 21 connected to the tip end of the link arm 25 is press-fitted is formed at one end 18b protruding from the outer end of the base 18a, while the inner end of the base 18a is formed. A pin hole 18e into which a pin 28 connected to one end portion 26a (described later) of each link member 26 is press-fitted is formed in the other end portion 18c projecting from the portion.
[0028]
The control cam 17 has a cylindrical shape, is fixed to the outer periphery of the control shaft 16, and the position of the axis P1 is eccentric from the axis P2 of the control shaft 16 by α as shown in FIG.
[0029]
The swing cam 20 has a substantially horizontal U shape as shown in FIGS. 2, 6, and 7, and a cam shaft 13 is fitted into a substantially annular base end portion 22 so as to be rotatably supported. A support hole 22a is formed through, and a pin hole 23a is formed through the end 23 located on the other end 18c side of the rocker arm 18.
[0030]
Further, a base circle surface 24a on the base end portion 22 side and a cam surface 24b extending in an arc shape from the base circle surface 24a toward the end edge side of the end portion 23 are formed on the lower surface of the swing cam 20. The circular surface 24 a and the cam surface 24 b come into contact with predetermined positions on the upper surfaces of the valve lifters 19 in accordance with the swing position of the swing cam 20.
[0031]
That is, when viewed from the valve lift characteristics shown in FIG. 8, as shown in FIG. 2, the predetermined angular range θ1 of the base circle surface 24a becomes the base circle section, and the predetermined angular range from the base circle section θ1 of the cam surface 24b. θ2 is a so-called ramp section, and further, a predetermined angle range θ3 from the ramp section θ2 of the cam surface 24b is set to be a lift section.
[0032]
The link arm 25 includes an annular base portion 25a and a projecting end 25b projecting at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base portion 25a. At the center position of the base portion 25a, the cam body 15a of the eccentric cam 15 is provided. A fitting hole 25c is formed on the outer peripheral surface so as to be freely rotatable, and a pin hole 25d through which the pin 21 is rotatably inserted is formed in the protruding end 25b.
[0033]
Further, the link member 26 is formed in a straight line having a predetermined length, and circular pin ends 26a and 26b are provided with pin holes 18d in the other end 18c of the rocker arm 18 and the end 23 of the swing cam 20, respectively. Pin insertion holes 26c and 26d through which end portions of the respective pins 28 and 29 press-fitted into the screw holes 23a are rotatably inserted are formed. Note that snap rings 30, 31, and 32 that restrict the axial movement of the link arm 25 and the link member 26 are provided at one end of each of the pins 21, 28, and 29.
[0034]
In such a configuration, the valve lift amount can be changed as shown in FIGS. 6 and 7 depending on the positional relationship between the axis P2 of the control shaft 16 and the axis P1 of the control cam 17, and the control shaft By rotating 16, the position of the axis P 2 of the control shaft 16 relative to the axis P 1 of the control cam 17 is changed.
[0035]
FIG. 10 shows a schematic configuration of the rotation drive mechanism of the control shaft 16. As shown in this figure, the rotation of the output shaft (rotary shaft) of the DC servo motor (actuator) 201 is transmitted to the control shaft 16 via the transmission mechanism 202. By changing the operating angle by the DC servo motor 201, the valve lift amount (and the valve operating angle) of the intake valves 105, 105 change continuously (see FIG. 9).
[0036]
The transmission mechanism 202 includes a first gear (worm) 203 provided on the output shaft of the DC servo motor 201 and one end of a gear shaft 204 installed in parallel with the control shaft 16 so as to mesh with the first gear 203. A second gear (worm wheel) 205 provided on the side, a third gear 206 provided on the other end side of the gear shaft 204, and a fourth gear provided on the control shaft 16 so as to mesh with the third gear 206. And a so-called worm gear type reduction gear. Alternatively, the gear 204 shaft, the second gear 205, and the third gear 206 may be omitted, and the fourth gear 207 may be configured as a worm wheel so that the first gear 203 directly drives the fourth gear 207 directly.
[0037]
Thus, in this embodiment, since the worm gear type reduction gear is used as the transmission mechanism 202, torque (including torque generated due to the structure of the VEL 112) that causes the control shaft 16 to rotate on the VEL 112 side is generated. However, the rotation of the control shaft 16 is prevented, and this rotational torque is not transmitted to the DC servo motor 201 side.
[0038]
Under such a configuration, the C / U 114 detects the operating angle (rotational position) VCS_ANGL of the control shaft 16 by the potentiometer-type operating angle sensor 208 provided at the tip of the control shaft 16, and this detected operating angle. The DC servo motor (actuator) 201 is feedback-controlled so that VSC_ANGL becomes the target operating angle (target rotational position) TGVEL, thereby mainly controlling the valve lift amount of the intake valve 105. The operating angle sensor 208 may be, for example, a Hall IC non-contact type sensor in addition to the potentiometer type.
[0039]
On the other hand, as the VTC 113, a known variable valve timing mechanism configured to change the rotational phase of the camshaft with respect to the crankshaft can be used. Therefore, although detailed description is omitted, the C / U 114 includes the crank angle sensor 118 and The valve timing is controlled by detecting the rotation phase VTCNOW of the intake camshaft based on the detection signal of the cam sensor 119 and performing feedback control of the VTC 113 (actuator thereof) so that the detected rotation phase becomes the target rotation phase TGVTC. .
[0040]
Here, feedback control of the VEL 112 by the C / U 114 will be described. FIG. 11 is a flowchart of feedback control of the VEL 112, which is executed every predetermined time (for example, 10 msec).
[0041]
In FIG. 11, in S11, the operating angle VCS_ANGL of the control shaft 16 detected by the operating angle sensor 208 is read.
In S12, the target operating angle TGVEL is set such that the valve operating characteristic of the intake valve 105 becomes a target valve operating state set based on the engine operating conditions (load / rotation).
[0042]
In S13, an absolute value ERR (= | TGVEL−VCS_ANGL |) of the deviation between the target operating angle TGVEL and the detected operating angle VCS_ANGL is calculated.
In S14, the ERR (absolute value of deviation) is compared with a predetermined value Δθ or less. If the ERR exceeds the predetermined value Δθ, the process proceeds to S15.
[0043]
In S15, the feedback manipulated variable U is calculated by proportional (P), integral (I), and differential (D) operations based on the ERR, as shown in the following equation.
U = Up + Ui + Ud
Up = Gp * ERR
Ui = Gi * ERR * Ts + Uiz
Ud = Gd * (ERR−ERRz) / Ts
However, Up: proportional manipulated variable (proportional term), Ui: integral manipulated variable (integral term), Ud: differential manipulated variable (derivative term), Gp: proportional gain, Gi: integral gain, Gd: differential gain, Ts: control Period, ERRz: previous value (absolute value) of deviation.
[0044]
In S16, the calculated feedback operation amount U is output, the drive of the DC servo motor 201 is controlled, and this flow is finished.
On the other hand, if the ERR is equal to or smaller than the predetermined value Δθ in S14, it is determined that the valve operating state of the intake valve 105 has converged to the target, the process proceeds to S17, and the calculation of the feedback manipulated variable U is stopped.
[0045]
Then, in S18, the integration operation amount Ui remains at the previous value Uiz (Ui = Uiz), and this flow ends. Therefore, in this case, the feedback operation amount U is not output (the actuator 201 is not driven).
[0046]
As described above, in this embodiment, when the ERR is equal to or smaller than the predetermined value Δθ, it is determined that the valve operating state of the intake valve 105 has converged to the target, and calculation and output of the feedback manipulated variable U are stopped. However, in the case of the predetermined value Δθ≈0, when it is determined that the target has converged, the proportional manipulated variable Up and the differential manipulated variable Ud are also substantially zero, so the feedback manipulated variable U in this case And stopping the output have the same meaning as stopping the calculation and output of the integral operation amount Ui.
[0047]
The integral operation amount Ui is for obtaining a torque necessary for maintaining the operating angle of the control shaft 16 at the target operating angle. As described above, in the present embodiment, Since a worm gear type reduction gear is provided as a transmission mechanism between the VEL 112 (the control shaft 16 thereof), the control shaft 16 is mechanically prevented from rotating in reverse.
[0048]
Therefore, after the operating angle of the control shaft 16 coincides with the target operating angle, the operation amount for holding this, that is, the integral operation amount Ui is not required.
Therefore, when it is determined that the ERR is equal to or less than the predetermined value Δθ and the valve operating state of the intake valve 105 has converged to the target, the feedback manipulated variable U (the integral manipulated variable Ui when Δθ≈0) is calculated. In addition, the output is stopped to minimize power consumption and calculation load.
[0049]
On the other hand, if the integral manipulated variable Ui is cleared (to 0) when the feedback manipulated variable U is calculated and the output is stopped, the integral manipulated variable Ui is calculated again from the beginning when the target changes thereafter. It is extremely inefficient.
[0050]
Therefore, although the calculation of the feedback manipulated variable U (integrated manipulated variable Ui) is stopped, it is necessary when the target is subsequently changed by holding the integral manipulated variable Uiz at that time (immediately before the stop). The integral operation amount Ui can be calculated quickly, and early convergence of the valve operating state of the intake valve 105 to the target is realized.
[0051]
As a result, it is possible to improve power consumption by minimizing power consumption and calculation load, and to ensure good controllability (convergence).
In the above, the control for the VEL 112 for changing the valve lift amount of the intake valve 105 has been described. However, the same applies to the case where the VEL 112 is used on the exhaust valve side, and the rotation position of the control shaft is changed by the actuator. As long as the valve operating state is changed, the valve lift amount is not limited. For example, it is applied to a variable valve mechanism (VTC; Valve Timing Control mechanism) configured to change the valve timing (opening / closing timing). May be.
[0052]
Further, the transmission mechanism 202 only needs to be configured to permit only torque transmission from the actuator side to the control shaft and prohibit (shut off) torque transmission from the control shaft side, and is not limited to a worm gear type reduction gear. Absent.
[0053]
Further, technical ideas other than the claims that can be grasped from the above embodiment will be described together with the effects thereof.
The control apparatus for a variable valve mechanism according to any one of claims 1 to 3, wherein the torque transmission mechanism includes a worm fixed to an output shaft of the actuator, and a worm wheel meshing with the worm. It is characterized by being a worm gear type reduction gear configured to include.
[0054]
Thus, by providing a worm gear type speed reducer between the output shaft of the actuator and the control shaft, torque transmission from the actuator side to the control shaft is permitted and rotational torque other than the torque transmitted from the actuator side is allowed. Therefore, it is possible to easily prevent the control shaft from rotating (torque transmission from the control shaft side to the actuator side can be prohibited).
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system configuration diagram of an internal combustion engine in an embodiment. FIG. 2 is a cross-sectional view (AA cross-sectional view in FIG. 3) of a VEL (Variable valve Event and Lift mechanism) in an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a side view of the VEL.
FIG. 4 is a plan view of a VEL.
FIG. 5 is a perspective view showing an eccentric cam used for VEL.
6 is a cross-sectional view (a cross-sectional view taken along the line BB in FIG. 3) showing the action of the VEL during low lift.
7 is a cross-sectional view (a cross-sectional view taken along the line BB in FIG. 3) showing an operation of the VEL during high lift.
FIG. 8 is a valve lift characteristic diagram corresponding to the base end surface of the swing cam and the cam surface in VEL.
FIG. 9 is a characteristic diagram of valve timing and valve lift according to VEL.
FIG. 10 is a perspective view showing a rotation drive mechanism of a control shaft in VEL.
FIG. 11 is a flowchart showing feedback control of VEL.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 16 ... Control shaft, 101 ... Internal combustion engine, 105 ... Intake valve, 112 ... VEL (variable valve mechanism), 114 ... C / U (control unit), 132 ... Cam sensor, 208 ... Operating angle sensor

Claims

アクチュエータによって回転駆動される制御軸を有し、この制御軸の回転位置を変化させることで、内燃機関の吸気バルブ又は排気バルブのバルブ作動状態を変化させる可変動弁機構の制御装置であって、
前記アクチュエータの出力軸と前記制御軸との間に設けられ、前記アクチュエータの出力軸の回転トルクに応じたトルクを前記制御軸へと伝達する一方、前記制御軸から前記アクチュエータの出力軸へのトルクの伝達を禁止するトルク伝達手段と、
前記バルブ作動状態を検出するバルブ作動状態検出手段と、
積分動作を含んだ制御動作によって、前記バルブ作動状態が所定の目標バルブ作動状態となるように前記アクチュエータをフィードバック制御する制御手段と、を含んで構成され、
前記制御手段は、前記バルブ作動状態が前記目標バルブ作動状態に収束したと判断したときに、少なくとも前記積分動作による積分操作量の算出と該積分操作量を含むフィードバック操作量の出力とを停止すると共に、その時点における積分操作量を保持することを特徴とする可変動弁機構の制御装置。A control device for a variable valve mechanism that has a control shaft that is rotationally driven by an actuator and changes the valve operating state of an intake valve or an exhaust valve of an internal combustion engine by changing the rotational position of the control shaft,
Torque is provided between the output shaft of the actuator and the control shaft, and transmits torque corresponding to the rotational torque of the output shaft of the actuator to the control shaft, while torque from the control shaft to the output shaft of the actuator Torque transmission means for prohibiting transmission of
A valve operating state detecting means for detecting the valve operating state;
Control means for performing feedback control of the actuator so that the valve operation state becomes a predetermined target valve operation state by a control operation including an integration operation,
When the control means determines that the valve operating state has converged to the target valve operating state, it stops at least the calculation of the integral operation amount by the integration operation and the output of the feedback operation amount including the integration operation amount. In addition, a control apparatus for a variable valve mechanism that holds an integral operation amount at that time.

前記バルブ作動状態検出手段は、前記バルブ作動状態に対応する前記制御軸の回転位置を検出し、
前記制御手段は、前記目標バルブ作動状態に対応する目標回転位置と検出された回転位置との偏差に基づいて前記フィードバック操作量を算出し、前記偏差が所定値以下となったときに、前記バルブ作動状態が前記目標バルブ作動状態に収束したと判断することを特徴とする請求項１記載の可変動弁機構の制御装置。The valve operating state detecting means detects a rotational position of the control shaft corresponding to the valve operating state;
The control means calculates the feedback manipulated variable based on a deviation between a target rotational position corresponding to the target valve operating state and a detected rotational position, and when the deviation becomes a predetermined value or less, the valve 2. The control apparatus for a variable valve mechanism according to claim 1, wherein the operation state is determined to have converged to the target valve operation state.

前記バルブ作動状態は、バルブの開閉タイミング又はバルブリフト量の少なくとも一方であることを特徴とする請求項１又は請求項２記載の可変動弁機構の制御装置。The control apparatus for a variable valve mechanism according to claim 1 or 2, wherein the valve operating state is at least one of a valve opening / closing timing and a valve lift amount.