JP2007292001A - Control device for apparatus of hydraulic drive vehicle - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide both of responsiveness in operation position change control and holding stability at an operation position, in an apparatus for a hydraulic drive vehicle. <P>SOLUTION: A hydraulic drive type variable valve timing mechanism for switching advance and delay angle control direction by switching a hydraulic path by a hydraulic control valve has a structure for improving holding stability by improving control responsiveness by eliminating a dead zone of the hydraulic control valve and making an operation amount/oil flow rate characteristics linear, while applying a vibration component calculated in a vibration component calculation block to a feedback correction calculated in a feedback compensator block, and converging it close to a target angle. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、油圧駆動される車両用機器の制御装置に関し、特に、機器の動作位置を変更制御する際の応答性と、動作位置での安定保持性を両立させた技術に関する。   The present invention relates to a control device for a vehicular device that is hydraulically driven, and more particularly to a technique that achieves both responsiveness when changing and controlling the operating position of a device, and stable stability at the operating position.

車両搭載内燃機関において、クランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相を変化させることで、吸・排気弁のバルブタイミング（開閉時期）を連続的に可変制御する可変バルブタイミング機構を備えたものがある。油圧駆動式の可変バルブタイミング機構では、切換制御弁（スプール弁）によって、油圧駆動機構へ供給する油圧経路を切り換えることにより油圧駆動機構の動作方向を切り換えると共に、油圧駆動機構への油圧供給状態を制御して回転位相を目標位置に保持するように制御している。   Some vehicle-mounted internal combustion engines include a variable valve timing mechanism that continuously and variably controls the valve timing (opening / closing timing) of intake and exhaust valves by changing the rotational phase of the camshaft with respect to the crankshaft. In the hydraulically driven variable valve timing mechanism, the operation direction of the hydraulic drive mechanism is switched by switching the hydraulic path supplied to the hydraulic drive mechanism by the switching control valve (spool valve), and the hydraulic supply state to the hydraulic drive mechanism is changed. Control is performed to maintain the rotational phase at the target position.

このように、油圧経路を油圧制御弁で切り換えることによって油圧駆動機構の動作方向を切り換えるシステムにおいては、動作位置を目標位置で安定状態に保持するため、切換制御弁は、中立位置付近で不感帯を備えている。
しかし、不感帯を備えることは、動作位置の保持性は向上するが、動作位置を変更するときは、不感帯を通り過ぎるまで油圧の供給開始が遅れるため応答性は低下してしまう。 In this way, in a system that switches the operating direction of the hydraulic drive mechanism by switching the hydraulic path with the hydraulic control valve, the switching control valve has a dead zone near the neutral position in order to keep the operating position in a stable state at the target position. I have.
However, the provision of the dead zone improves the retention of the operating position, but when changing the operating position, the start of the supply of hydraulic pressure is delayed until the dead zone is passed, resulting in a decrease in responsiveness.

特許文献１では、不感帯の幅の半分以上の振幅で弁体を振動させることによって、上記不感帯による応答性の低下を抑制している。
特開２００３−３３６５２９号 In patent document 1, the responsiveness fall by the said dead zone is suppressed by vibrating a valve body with the amplitude more than half of the width | variety of a dead zone.
JP 2003-336529 A

しかし、特許文献１のものでも、不感帯を備えていることには変わりなく、大きな振幅の振動を与える必要があり、応答性向上には限界があった。
応答性向上のためには、不感帯を無くした油圧制御弁を用いることが考えられるが、不感帯の無い油圧制御弁を、所定操作量（デューティ比）で中立位置に制御しようとする場合、不感帯が無い分、中立位置での油流量制御性能が低下するため、油漏れが生じて目標値からずれてしまい、これをフィードバック制御で収束制御することで、目標値周辺で実回転位相が振れてしまい、収束安定性（保持安定性）が低下するという問題を発生した。 However, even the thing of patent document 1 does not change that it has a dead zone, It is necessary to give the vibration of a big amplitude, and there existed a limit in the response improvement.
In order to improve responsiveness, it is conceivable to use a hydraulic control valve that eliminates the dead zone. However, when trying to control a hydraulic control valve that has no dead zone to the neutral position with a predetermined operation amount (duty ratio), the dead zone is As a result, the oil flow rate control performance at the neutral position deteriorates, and oil leakage occurs and deviates from the target value.By controlling the convergence with feedback control, the actual rotation phase will fluctuate around the target value. This causes a problem that the convergence stability (holding stability) is lowered.

本発明は、このような従来の課題に着目してなされたもので、油圧駆動式の可変バルブタイミング機構などの車両制御機器の応答性と保持安定性とを両立することを目的とする。   The present invention has been made paying attention to such conventional problems, and an object thereof is to achieve both responsiveness and holding stability of vehicle control equipment such as a hydraulically driven variable valve timing mechanism.

このため、請求項１に係る発明は、油圧源からの油圧を、油圧制御弁の操作によって、車両用機器の油圧駆動機構へ供給する油圧経路を切り換えて該車両用機器の動作方向を切り換えると共に、油圧駆動機構への油圧供給状態を制御して該車両用機器の動作位置を保持する油圧駆動車両用機器の制御装置であって、前記油圧制御弁の操作量−油流量特性を略線形とする一方、前記油圧制御弁の操作信号を振動させて、前記油圧駆動機構への油圧供給状態を保持する構成とした。   Therefore, the invention according to claim 1 switches the operation direction of the vehicle equipment by switching the hydraulic path for supplying the hydraulic pressure from the hydraulic source to the hydraulic drive mechanism of the vehicle equipment by operating the hydraulic control valve. A control device for a hydraulically driven vehicle device that controls a hydraulic pressure supply state to the hydraulic drive mechanism and maintains an operating position of the vehicle device, wherein an operation amount-oil flow rate characteristic of the hydraulic control valve is substantially linear. On the other hand, the operation signal of the hydraulic control valve is vibrated to maintain the hydraulic pressure supply state to the hydraulic drive mechanism.

また、請求項２に係る発明は、前記車両用機器の動作位置を目標位置とするように、実際の動作位置を検出してフィードバック制御するフィードバック制御手段を備え、前記目標位置と実際の動作位置との偏差が所定値以下のときに、前記油圧制御弁の操作信号を振動させる構成とした。
また、請求項３に係る発明は、前記操作信号に与えられる振動のレベルが、該振動による前記油圧駆動機構の動作位置変化量が許容される制御偏差以内となるように設定される構成とした。 The invention according to claim 2 further comprises feedback control means for detecting an actual operation position and performing feedback control so that the operation position of the vehicular equipment is the target position, and the target position and the actual operation position are provided. The operation signal of the hydraulic control valve is oscillated when the deviation is less than a predetermined value.
The invention according to claim 3 is configured such that the level of vibration given to the operation signal is set to be within a control deviation in which the operating position change amount of the hydraulic drive mechanism due to the vibration is allowed. .

また、請求項４に係る発明は、前記車両用機器は、車両に搭載される内燃機関の可変動弁機構である構成とした。   According to a fourth aspect of the present invention, the vehicle equipment is a variable valve mechanism for an internal combustion engine mounted on the vehicle.

請求項１に係る発明によると、油圧制御弁の操作量−油流量特性を略線形として不感帯をなくしたことにより、車両用機器の動作位置を変更する制御を行うときには、高い応答性を確保することができ、また、操作信号に僅かな振動を持たせるだけで、油漏れによる動作位置ずれを防止しつつ油圧供給状態を安定して保持でき、もって、車両用機器の動作位置を安定状態に維持することができる。   According to the first aspect of the present invention, when the control of changing the operating position of the vehicle equipment is performed by eliminating the dead zone by making the operation amount-oil flow rate characteristic of the hydraulic control valve substantially linear, high responsiveness is ensured. In addition, it is possible to stably maintain the hydraulic pressure supply state while preventing the displacement of the operation position due to oil leakage by giving a slight vibration to the operation signal, so that the operation position of the vehicle device is stabilized. Can be maintained.

請求項２に係る発明によると、保持安定性が問題となる動作位置の目標位置と実際の位置との偏差が所定値以内のときのみ操作量に振動を付与することで演算負荷を軽減でき、電力消費も節減できると共に、偏差が所定値を超えるときには振動の付与を禁止することにより、応答性への悪影響も回避できる。
請求項３に係る発明によると、車両用機器の動作位置の目標位置からのずれを許容範囲内に留められ、安定状態に維持できる。 According to the invention of claim 2, it is possible to reduce the calculation load by applying vibration to the operation amount only when the deviation between the target position of the operation position where the holding stability is a problem and the actual position is within a predetermined value, Power consumption can be reduced, and when the deviation exceeds a predetermined value, the application of vibration is prohibited, and adverse effects on responsiveness can be avoided.
According to the invention which concerns on Claim 3, the shift | offset | difference from the target position of the operation position of the apparatus for vehicles is stopped in the tolerance | permissible_range, and it can maintain in a stable state.

請求項４に係る発明によると、可変バルブタイミング機構等、機関動弁の動作特性を可変とする油圧駆動式の可変動弁機構に適用することで、該可変動弁機構の制御の応答性、保持安定性を共に良好に維持することができる。   According to the invention of claim 4, by applying to a hydraulically driven variable valve mechanism that varies the operating characteristics of the engine valve, such as a variable valve timing mechanism, the control response of the variable valve mechanism, Both holding stability can be maintained well.

以下に本発明を、油圧駆動車両用機器として車両搭載内燃機関に備えられる油圧駆動式の可変バルブタイミング機構に適用した実施形態について説明する。
図１〜図６は、上記可変バルブタイミング機構の構成を示す。
図において、エンジン（内燃機関）のクランクシャフト（図示省略）によりタイミングチェーンを介して回転駆動されるカムスプロケット１（タイミングスプロケット）と、該カムスプロケット１に対して相対回転可能に設けられたカムシャフト２と、該カムシャフト２の端部に固定されてカムスプロケット１内に回転自在に収容された回転部材３と、該回転部材３をカムスプロケット１に対して相対的に回転させる油圧回路４と、カムスプロケット１と回転部材３との相対回転位置を所定位置で選択的にロックするロック機構１０とを備えている。 Hereinafter, an embodiment in which the present invention is applied to a hydraulically driven variable valve timing mechanism provided in a vehicle-mounted internal combustion engine as a hydraulically driven vehicle device will be described.
1 to 6 show the configuration of the variable valve timing mechanism.
In the figure, a cam sprocket 1 (timing sprocket) that is rotationally driven via a timing chain by a crankshaft (not shown) of an engine (internal combustion engine), and a camshaft provided to be rotatable relative to the cam sprocket 1. 2, a rotating member 3 fixed to the end of the camshaft 2 and rotatably accommodated in the cam sprocket 1, and a hydraulic circuit 4 for rotating the rotating member 3 relative to the cam sprocket 1, And a lock mechanism 10 that selectively locks the relative rotational position of the cam sprocket 1 and the rotating member 3 at a predetermined position.

前記カムスプロケット１は、外周にタイミングチェーン（又はタイミングベルト）が噛合する歯部５ａを有する回転部５と、該回転部５の前方に配置されて回転部材３を回転自在に収容したハウジング６と、該ハウジング６の前端開口を閉塞する蓋体たる円板状のフロントカバー７と、ハウジング６と回転部５との間に配置されてハウジング６の後端部を閉塞する略円板状のリアカバー８とから構成され、これら回転部５とハウジング６及びフロントカバー７，リアカバー８は、４本の小径ボルト９によって軸方向から一体的に結合されている。   The cam sprocket 1 includes a rotating portion 5 having a tooth portion 5a meshing with a timing chain (or timing belt) on the outer periphery, and a housing 6 disposed in front of the rotating portion 5 and rotatably accommodating the rotating member 3. A disc-shaped front cover 7 serving as a lid for closing the front end opening of the housing 6, and a substantially disc-shaped rear cover disposed between the housing 6 and the rotating portion 5 to close the rear end of the housing 6. 8, and the rotating portion 5, the housing 6, the front cover 7, and the rear cover 8 are integrally coupled from the axial direction by four small-diameter bolts 9.

前記回転部５は、略円環状を呈し、周方向の約９０°の等間隔位置に各小径ボルト９が螺着する４つの雌ねじ孔５ｂが前後方向へ貫通形成されていると共に、内部中央位置に後述する通路構成用のスリーブ２５が嵌合する段差径状の嵌合孔１１が貫通形成されている。更に、前端面には、前記リアカバー８が嵌合する円板状の嵌合溝１２が形成されている。   The rotating portion 5 has a substantially annular shape, and has four female screw holes 5b through which the small-diameter bolts 9 are screwed in the circumferentially equidistant positions of about 90 ° in the front-rear direction. A step-diameter fitting hole 11 into which a passage-forming sleeve 25 described later is fitted is formed through. Further, a disc-shaped fitting groove 12 into which the rear cover 8 is fitted is formed on the front end surface.

また、前記ハウジング６は、前後両端が開口形成された円筒状を呈し、内周面の周方向の９０°位置には、４つの隔壁部１３が突設されている。この隔壁部１３は、横断面台形状を呈し、それぞれハウジング６の軸方向に沿って設けられて、各両端縁がハウジング６の両端縁と同一面になっていると共に、基端側には、小径ボルト９が挿通する４つのボルト挿通孔１４が軸方向へ貫通形成されている。更に、各隔壁部１３の内端面中央位置に軸方向に沿って切欠形成された保持溝１３ａ内に、コ字形のシール部材１５と該シール部材１５を内方へ押圧する板ばね１６が嵌合保持されている。   The housing 6 has a cylindrical shape in which both front and rear ends are formed with openings, and four partition walls 13 project from the circumferential position of the inner peripheral surface at 90 °. The partition wall 13 has a trapezoidal shape in cross section, is provided along the axial direction of the housing 6, and both end edges are flush with the both end edges of the housing 6. Four bolt insertion holes 14 through which the small-diameter bolts 9 are inserted are formed penetrating in the axial direction. Further, a U-shaped seal member 15 and a leaf spring 16 that presses the seal member 15 inward are fitted into a holding groove 13a that is cut out along the axial direction at the center position of the inner end face of each partition wall 13. Is retained.

更に、前記フロントカバー７は、中央の比較的大径なボルト挿通孔１７が穿設されていると共に、前記ハウジング６の各ボルト挿通孔１４と対応する位置に４つのボルト孔１８が穿設されている。
また、リアカバー８は、後端面に前記回転部材５の嵌合溝１２内に嵌合保持される円板部８ａを有していると共に、中央にスリーブ２５の小径な円環部２５ａが嵌入する嵌入孔８ｃが穿設され、更に、前記ボルト挿通孔１４に対応する位置に４つのボルト孔１９が同じく形成されている。 Further, the front cover 7 has a relatively large-diameter bolt insertion hole 17 at the center, and four bolt holes 18 at positions corresponding to the bolt insertion holes 14 of the housing 6. ing.
The rear cover 8 has a disc portion 8a fitted and held in the fitting groove 12 of the rotating member 5 on the rear end surface, and a small-diameter annular portion 25a of the sleeve 25 is fitted in the center. A fitting hole 8c is formed, and four bolt holes 19 are also formed at positions corresponding to the bolt insertion holes 14.

前記カムシャフト２は、シリンダヘッド２２の上端部にカム軸受２３を介して回転自在に支持され、外周面の所定位置に、バルブリフターを介して吸気弁を開動作させるカム（図示省略）が一体に設けられていると共に、前端部にはフランジ部２４が一体に設けられている。
前記回転部材３は、フランジ部２４と嵌合穴１１にそれぞれ前後部が嵌合した前記スリーブ２５を介して軸方向から挿通した固定ボルト２６によってカムシャフト２の前端部に固定されており、中央に前記固定ボルト２６が挿通するボルト挿通孔２７ａを有する円環状の基部２７と、該基部２７の外周面周方向の９０°位置に一体に設けられた４つのベーン２８ａ，２８ｂ，２８ｃ，２８ｄとを備えている。 The camshaft 2 is rotatably supported at the upper end portion of the cylinder head 22 via a cam bearing 23, and a cam (not shown) that opens the intake valve via a valve lifter is integrated at a predetermined position on the outer peripheral surface. In addition, a flange portion 24 is integrally provided at the front end portion.
The rotating member 3 is fixed to the front end portion of the camshaft 2 by a fixing bolt 26 inserted from the axial direction through the sleeve 25 whose front and rear portions are fitted in the flange portion 24 and the fitting hole 11, respectively. An annular base portion 27 having a bolt insertion hole 27a through which the fixing bolt 26 is inserted, and four vanes 28a, 28b, 28c, 28d integrally provided at 90 ° positions in the circumferential direction of the outer peripheral surface of the base portion 27; It has.

前記第１〜第４ベーン２８ａ〜２８ｄは、それぞれ断面が略逆台形状を呈し、各隔壁部１３間の凹部に配置され、前記凹部を回転方向の前後に隔成し、ベーン２８ａ〜２８ｄの両側と各隔壁部１３の両側面との間に、進角側油圧室３２と遅角側油圧室３３を構成する。また、各ベーン２８ａ〜２８ｄの外周面の中央に軸方向に切欠された保持溝２９にハウジング６の内周面６ａに摺接するコ字形のシール部材３０と該シール部材３０を外方に押圧する板ばね３１がそれぞれ嵌着保持されている。   Each of the first to fourth vanes 28a to 28d has a substantially inverted trapezoidal cross section, and is disposed in a recess between the partition walls 13, and separates the recess in the front and rear in the rotation direction. An advance side hydraulic chamber 32 and a retard side hydraulic chamber 33 are formed between both sides and both side surfaces of each partition wall portion 13. In addition, a U-shaped seal member 30 slidably contacting the inner peripheral surface 6a of the housing 6 and the seal member 30 are pressed outwardly into a holding groove 29 cut in the axial direction at the center of the outer peripheral surface of each of the vanes 28a to 28d. The leaf springs 31 are fitted and held.

前記ロック機構１０は、前記回転部５の嵌合溝１２の外周側所定位置に形成された係合溝２０と、前記係合溝２０に対応した前記リアカバー８の所定位置に貫通形成されて、内周面がテーパ状の係合孔２１と、該係合孔２１に対応した前記１つのベーン２８の略中央位置に内部軸方向に沿って貫通形成された摺動用孔３５と、該１つのベーン２８の前記摺動用孔３５内に摺動自在に設けられたロックピン３４と、該ロックピン３４の後端側に弾装されたばね部材であるコイルスプリング３９と、ロックピン３４と摺動用孔３５との間に形成された受圧室４０とから構成されている。   The lock mechanism 10 is formed through an engagement groove 20 formed at a predetermined position on the outer peripheral side of the fitting groove 12 of the rotating portion 5 and a predetermined position of the rear cover 8 corresponding to the engagement groove 20. An engagement hole 21 whose inner peripheral surface is tapered, a sliding hole 35 formed through the substantially central position of the one vane 28 corresponding to the engagement hole 21 along the internal axis direction, and the one A lock pin 34 slidably provided in the sliding hole 35 of the vane 28, a coil spring 39 that is a spring member elastically mounted on the rear end side of the lock pin 34, and the lock pin 34 and the sliding hole 35 is formed with a pressure receiving chamber 40 formed between them.

前記ロックピン３４は、中央側の中径状の本体３４ａと、該本体３４ａの先端側に略先細り円錐状に形成された係合部３４ｂと、本体３４ａの後端側に形成された段差大径状のストッパ部３４ｃとから構成されており、ストッパ部３４ｃの内部凹溝３４ｄの底面とフロントカバー７の内端面との間に弾装された前記コイルスプリング３９のばね力によって係合孔２１方向へ付勢されるようになっていると共に、前記本体３４ａとストッパ部３４ｃとの間の外周面及び摺動用孔３５の内周面との間に形成された受圧室４０内の油圧によって、係合孔２１から抜け出る方向に摺動するようになっている。また、この受圧室４０は、前記ベーン２８の側部に形成された通孔３６によって前記遅角側油圧室３３に連通している。また、ロックピン３４の係合部３４ｂは、回転部材３の最大遅角側の回動位置において係合部３４ｂが係合孔２１内に係入するようになっている。   The lock pin 34 includes a middle-side main body 34a on the center side, an engaging portion 34b formed in a substantially tapered shape on the front end side of the main body 34a, and a large step formed on the rear end side of the main body 34a. The engaging hole 21 is formed by the spring force of the coil spring 39 elastically mounted between the bottom surface of the internal concave groove 34d of the stopper portion 34c and the inner end surface of the front cover 7. And the hydraulic pressure in the pressure receiving chamber 40 formed between the outer peripheral surface between the main body 34a and the stopper portion 34c and the inner peripheral surface of the sliding hole 35. It slides in the direction of coming out of the engagement hole 21. The pressure receiving chamber 40 communicates with the retard angle side hydraulic chamber 33 through a through hole 36 formed in a side portion of the vane 28. Further, the engaging portion 34 b of the lock pin 34 is configured such that the engaging portion 34 b is engaged with the engaging hole 21 at the rotation position on the maximum retard angle side of the rotating member 3.

前記油圧回路４は、進角側油圧室３２に対して油圧を給排する第１油圧通路４１と、遅角側油圧室３３に対して油圧を給排する第２油圧通路４２との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路４１，４２には、供給通路４３とドレン通路４４とがそれぞれ電磁駆動式の油圧制御弁４５を介して接続されている。前記供給通路４３には、オイルパン４６内の油を圧送するオイルポンプ４７が設けられている一方、ドレン通路４４の下流端がオイルパン４６に連通している。   The hydraulic circuit 4 includes two systems, a first hydraulic passage 41 that supplies and discharges hydraulic pressure to the advance side hydraulic chamber 32 and a second hydraulic passage 42 that supplies and discharges hydraulic pressure to the retard side hydraulic chamber 33. The hydraulic passage 41 and the hydraulic passage 41 are connected to a supply passage 43 and a drain passage 44 via an electromagnetically driven hydraulic control valve 45, respectively. The supply passage 43 is provided with an oil pump 47 that pumps the oil in the oil pan 46, while the downstream end of the drain passage 44 communicates with the oil pan 46.

前記第１油圧通路４１は、シリンダヘッド２２内からカムシャフト２の軸心内部に形成された第１通路部４１ａと、固定ボルト２６内部の軸線方向を通って頭部２６ａ内で分岐形成されて第１通路部４１ａと連通する第１油路４１ｂと、頭部２６ａの小径な外周面と回転部材３の基部２７内に有するボルト挿通孔２７ａの内周面との間に形成されて第１油路４１ｂに連通する油室４１ｃと、回転部材３の基部２７内に略放射状に形成されて油室４１ｃと各進角側油圧室３２に連通する４本の分岐路４１ｄとから構成されている。   The first hydraulic passage 41 is branched and formed in the head portion 26a from the cylinder head 22 through the first passage portion 41a formed in the axial center of the camshaft 2 and the axial direction in the fixing bolt 26. A first oil passage 41b that communicates with the first passage portion 41a, a small-diameter outer peripheral surface of the head portion 26a, and an inner peripheral surface of the bolt insertion hole 27a that is provided in the base portion 27 of the rotating member 3 are the first. An oil chamber 41c that communicates with the oil passage 41b, and four branch passages 41d that are formed substantially radially in the base portion 27 of the rotating member 3 and communicate with the oil chamber 41c and each advance-side hydraulic chamber 32. Yes.

一方、第２油圧通路４２は、シリンダヘッド２２内及びカムシャフト２の内部一側に形成された第２通路部４２ａと、前記スリーブ２５の内部に略Ｌ字形状に折曲形成されて第２通路部４２ａと連通する第２油路４２ｂと、回転部材５の嵌合孔１１の外周側孔縁に形成されて第２油路４２ｂと連通する4つの油通路溝４２ｃと、リアカバー８の周方向の約９０°の位置に形成されて、各油通路溝４２ｃと遅角側油圧室３３とを連通する４つの油孔４２ｄとから構成されている。   On the other hand, the second hydraulic passage 42 is formed into a second passage portion 42 a formed in the cylinder head 22 and on one side of the camshaft 2, and is bent into a substantially L shape inside the sleeve 25. A second oil passage 42b communicating with the passage portion 42a, four oil passage grooves 42c formed at the outer peripheral side hole edge of the fitting hole 11 of the rotating member 5 and communicating with the second oil passage 42b, and the periphery of the rear cover 8. The four oil holes 42 d are formed at positions of about 90 ° in the direction and communicate with each oil passage groove 42 c and the retard side hydraulic chamber 33.

前記油圧制御弁４５は、内部のスプール弁体が各油圧通路４１，４２と供給通路４３及びドレン通路４４ａ，４４ｂとを相対的に切り換えることによって、ＶＴＣの油圧駆動機構における進角側油圧室３２，遅角側油圧室３３への油圧の給排を切り換えて、ＶＴＣの動作方向すなわち進角方向動作と遅角方向動作を切り換えると共に、油圧供給状態を制御してＶＴＣの動作位置（カムシャフトの回転角）を保持する機能を有する。該油圧制御弁４５は、エンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）４８からの制御信号によって駆動制御されるようになっている。   In the hydraulic control valve 45, the internal spool valve element switches the hydraulic passages 41 and 42, the supply passage 43, and the drain passages 44a and 44b relative to each other, whereby the advance side hydraulic chamber 32 in the hydraulic drive mechanism of the VTC. , Switching the supply and discharge of the hydraulic pressure to the retard side hydraulic chamber 33 to switch the operation direction of the VTC, that is, the advance direction operation and the retard direction operation, and controlling the hydraulic pressure supply state to control the operation position of the VTC (camshaft (Rotation angle). The hydraulic control valve 45 is driven and controlled by a control signal from an engine control unit (ECU) 48.

具体的には、図４〜図６に示すように、シリンダブロック４９の保持孔５０内に挿通固定された筒状のバルブボディ５１と、該バルブボディ５１内の弁孔５２に摺動自在に設けられて流路を切り換えるスプール弁体５３と、該スプール弁体５３を作動させる比例ソレノイド型の電磁アクチュエータ５４とから構成されている。
前記バルブボディ５１は、周壁の略中央位置に前記供給通路４３の下流側端と弁孔５２とを連通する供給ポート５５が貫通形成されていると共に、該供給ポート５５の両側に前記第１，第２油圧通路４１，４２の他端部と弁孔５２とを連通する第１ポート５６及び第２ポート５７がそれぞれ貫通形成されている。また、周壁の両端部には、両ドレン通路４４ａ，４４ｂと弁孔５２とを連通する第３，第４ポート５８，５９が貫通形成されている。 Specifically, as shown in FIGS. 4 to 6, a cylindrical valve body 51 inserted and fixed in the holding hole 50 of the cylinder block 49 and a valve hole 52 in the valve body 51 are slidable. The spool valve body 53 is provided to switch the flow path, and a proportional solenoid type electromagnetic actuator 54 that operates the spool valve body 53.
The valve body 51 is formed with a supply port 55 penetrating the downstream end of the supply passage 43 and the valve hole 52 at a substantially central position of the peripheral wall, and the first and the second on both sides of the supply port 55. A first port 56 and a second port 57 that communicate with the other end of the second hydraulic passages 41 and 42 and the valve hole 52 are formed penetratingly. Further, third and fourth ports 58 and 59 are formed through both ends of the peripheral wall so as to communicate the drain passages 44a and 44b with the valve hole 52.

前記スプール弁体５３は、小径軸部の中央に供給ポート５５を開閉する略円柱状の第１弁部６０を有していると共に、両端部に第３，第４ポート５８，５９を開閉する略円柱状の第２，第３弁部６１，６２を有している。また、スプール弁体５３は、前端側の支軸５３ａの一端縁に有する傘部５３ｂと弁孔５２の前端側内周壁に有するスプリングシート５１ａとの間に弾装された円錐状の弁ばね６３によって、図中右方向、つまり第１弁部６０で供給ポート５５と第２油圧通路４２とを連通する方向に付勢されている。   The spool valve body 53 has a substantially cylindrical first valve portion 60 that opens and closes the supply port 55 at the center of the small diameter shaft portion, and opens and closes the third and fourth ports 58 and 59 at both ends. It has substantially cylindrical second and third valve portions 61 and 62. The spool valve body 53 is a conical valve spring 63 elastically mounted between an umbrella portion 53b provided at one end edge of the support shaft 53a on the front end side and a spring seat 51a provided on the inner peripheral wall of the front end side of the valve hole 52. Therefore, the supply valve 55 and the second hydraulic passage 42 are urged in the right direction in FIG.

前記電磁アクチュエータ５４は、コア６４，移動プランジャ６５，コイル６６，コネクタ６７などを備え、移動プランジャ６５の先端に前記スプール弁体５３の傘部５３ｂを押圧する駆動ロッド６５ａが固定されている。
前記ＥＣＵ４８は、機関回転速度を検出する回転センサ１０１や吸入空気量を検出するエアフローメータ１０２からの信号によって現在の運転状態（負荷、回転）を検出すると共に、クランク角センサ１０３及びカムセンサ１０４からの信号によってカムスプロケット１とカムシャフト２との相対回動位置、即ち、クランクシャフトに対するカムシャフト２の回転位相を検出する。 The electromagnetic actuator 54 includes a core 64, a moving plunger 65, a coil 66, a connector 67, and the like, and a driving rod 65 a that presses the umbrella portion 53 b of the spool valve body 53 is fixed to the tip of the moving plunger 65.
The ECU 48 detects the current operating state (load, rotation) from signals from the rotation sensor 101 that detects the engine rotation speed and the air flow meter 102 that detects the intake air amount, and from the crank angle sensor 103 and the cam sensor 104. The relative rotation position between the cam sprocket 1 and the camshaft 2, that is, the rotational phase of the camshaft 2 with respect to the crankshaft is detected by the signal.

前記ＥＣＵ４８は、前記電磁アクチュエータ５４に対する通電量をデューティ制御信号に基づいて制御する。
例えば、ＥＣＵ４８から電磁アクチュエータ５４にデューティ比０％の制御信号（ＯＦＦ信号）を出力すると、スプール弁体５３が弁ばね６３のばね力で図４に示す位置、つまり、最大右方向に移動する。これによって、第１弁部６０が供給ポート５５の開口端５５ａを開成して第２ポート５７と連通させると同時に、第２弁部６１が第３ポート５８の開口端を開成すると共に、第４弁部６２が第４ポート５９を閉止する。このため、オイルポンプ４７から圧送された作動油は、供給ポート５５，弁孔５２，第２ポート５７，第２油圧通路４２を通って遅角側油圧室３３に供給されると共に、進角側油圧室３２内の作動油が、第１油圧通路４１，第１ポート５６，弁孔５２，第３ポート５８を通って第１ドレン通路４４ａからオイルパン４６内に排出される。 The ECU 48 controls the energization amount for the electromagnetic actuator 54 based on a duty control signal.
For example, when a control signal (OFF signal) with a duty ratio of 0% is output from the ECU 48 to the electromagnetic actuator 54, the spool valve element 53 moves to the position shown in FIG. As a result, the first valve portion 60 opens the open end 55a of the supply port 55 to communicate with the second port 57, and at the same time, the second valve portion 61 opens the open end of the third port 58, and the fourth The valve part 62 closes the fourth port 59. Therefore, the hydraulic oil pressure-fed from the oil pump 47 is supplied to the retarded hydraulic chamber 33 through the supply port 55, the valve hole 52, the second port 57, and the second hydraulic passage 42, and at the advanced side. The hydraulic oil in the hydraulic chamber 32 is discharged from the first drain passage 44a into the oil pan 46 through the first hydraulic passage 41, the first port 56, the valve hole 52, and the third port 58.

従って、遅角側油圧室３３の内圧が高、進角側油圧室３２の内圧が低となって、回転部材３は、ベーン２８ａ〜２８ｂを介して最大一方向に回転する。これによって、カムスプロケット１とカムシャフト２とは一方側へ相対回動して位相が変化し、この結果、吸気弁の開時期が遅くなり、排気弁とのオーバーラップが小さくなる。
一方、前記ＥＣＵ４８から電磁アクチュエータ５４にデューティ比１００％の制御信号（ＯＮ信号）を出力すると、スプール弁体５３が弁ばね６３のばね力に抗して図６に示すように左方向へ最大に摺動して、第３弁部６１が第３ポート５８を閉止すると同時に、第４弁部６２が第４ポート５９を開成すると共に、第１弁部６０が、供給ポート５５と第１ポート５６とを連通させる。このため、作動油は、供給ポート５５、第１ポート５６、第１油圧通路４１を通って進角側油圧室３２内に供給されると共に、遅角側油圧室３３内の作動油が第２油圧通路４２、第２ポート５７、第４ポート５９、第２ドレン通路４４ｂを通ってオイルパン４６に排出され、遅角側油圧室３３が低圧になる。 Therefore, the internal pressure of the retard side hydraulic chamber 33 is high and the internal pressure of the advance side hydraulic chamber 32 is low, and the rotating member 3 rotates in one direction at the maximum via the vanes 28a to 28b. As a result, the cam sprocket 1 and the camshaft 2 rotate relative to one side to change the phase. As a result, the opening timing of the intake valve is delayed and the overlap with the exhaust valve is reduced.
On the other hand, when a control signal (ON signal) with a duty ratio of 100% is output from the ECU 48 to the electromagnetic actuator 54, the spool valve element 53 is maximally leftward against the spring force of the valve spring 63 as shown in FIG. At the same time as the third valve portion 61 closes the third port 58 by sliding, the fourth valve portion 62 opens the fourth port 59, and the first valve portion 60 includes the supply port 55 and the first port 56. To communicate with. Therefore, the hydraulic oil is supplied into the advance side hydraulic chamber 32 through the supply port 55, the first port 56, and the first hydraulic passage 41, and the hydraulic oil in the retard side hydraulic chamber 33 is second. The oil is discharged to the oil pan 46 through the hydraulic passage 42, the second port 57, the fourth port 59, and the second drain passage 44b, and the retard side hydraulic chamber 33 becomes low pressure.

このため、回転部材３は、ベーン２８ａ〜２８ｄを介して他方向へ最大に回転し、これによって、カムスプロケット１とカムシャフト２とは他方側へ相対回動して位相が変化し、この結果、吸気弁の開時期が早くなり（進角され）、排気弁とのオーバーラップが大きくなる。
前記ＥＣＵ４８は、第１弁部６０が供給ポート５５を閉止し、かつ、第３弁部６１が第３ポート５８を閉止し、かつ、第４弁部６２が第４ポート５９を閉止する位置となるデューティ比をベースデューティ比ＢＡＳＥＤＴＹとする一方、クランク角センサ１０３及びカムセンサ１０４からの信号に基づいて検出されるカムスプロケット１とカムシャフト２との相対回動位置（回転位相）と、運転状態に応じて設定した前記相対回動位置（回転位相）の目標値（目標進角値）とを一致させるためのフィードバック補正分ＵＤＴＹを後述するように設定し、前記ベースデューティ比ＢＡＳＥＤＴＹとフィードバック補正分ＵＤＴＹとの加算結果を最終的なデューティ比ＶＴＣＤＴＹとし、該デューティ比ＶＴＣＤＴＹの制御信号を電磁アクチュエータ５４に出力するようにしてある。 For this reason, the rotating member 3 rotates to the maximum in the other direction via the vanes 28a to 28d, whereby the cam sprocket 1 and the camshaft 2 are relatively rotated to the other side and the phase is changed. The opening timing of the intake valve is advanced (advanced), and the overlap with the exhaust valve is increased.
The ECU 48 has a position in which the first valve unit 60 closes the supply port 55, the third valve unit 61 closes the third port 58, and the fourth valve unit 62 closes the fourth port 59. The relative duty position (rotation phase) between the cam sprocket 1 and the camshaft 2 detected based on signals from the crank angle sensor 103 and the cam sensor 104, and the operating state The feedback correction amount UDTY for matching the target value (target advance value) of the relative rotation position (rotation phase) set accordingly is set as described later, and the base duty ratio BASEDTY and the feedback correction amount UDTY are set. Is the final duty ratio VTCDTY, and the control signal for the duty ratio VTCDTY is electromagnetic actuator. It is to be output to the data 54.

なお、前記ベースデューティ比ＢＡＳＥＤＴＹは、供給ポート５５，第３ポート５８，第４ポート５９が共に閉止され、いずれの油圧室３２，３３でも油の給排が行われないデューティ比範囲の略中央値（例えば５０％）に設定されている。
つまり、前記相対回動位置（回転位相）を遅角方向へ変化させる必要がある場合には、前記フィードバック補正分ＵＤＴＹによりデューティ比が減少され、オイルポンプ４７から圧送された作動油が遅角側油圧室３３に供給されると共に、進角側油圧室３２内の作動油がオイルパン４６内に排出されるようになり、逆に、前記相対回動位置（回転位相）を進角方向へ変化させる必要がある場合には、前記フィードバック補正分ＵＤＴＹによりデューティ比が増大され、作動油が進角側油圧室３２内に供給されると共に、遅角側油圧室３３内の作動油がオイルパン４６に排出されるようになる。そして、前記相対回動位置（回転位相）を現状の状態に保持する場合には、前記フィードバック補正分ＵＤＴＹの絶対値が減ることで、ベースデューティ比付近のデューティ比に戻るよう制御され、供給ポート５５，第３ポート５８，第４ポート５９の閉止（油圧の給排の停止）により各油圧室３２，３３の内圧を保持するように制御される。 The base duty ratio BASEDTY is a substantially median value of the duty ratio range in which the supply port 55, the third port 58, and the fourth port 59 are all closed and no oil is supplied or discharged in any of the hydraulic chambers 32 and 33. (For example, 50%).
That is, when it is necessary to change the relative rotation position (rotation phase) in the retarding direction, the duty ratio is reduced by the feedback correction UDTY, and the hydraulic oil pumped from the oil pump 47 is retarded. While being supplied to the hydraulic chamber 33, the hydraulic oil in the advance side hydraulic chamber 32 is discharged into the oil pan 46. Conversely, the relative rotation position (rotation phase) is changed in the advance direction. When it is necessary to increase the duty ratio, the duty ratio is increased by the feedback correction UDTY, the hydraulic oil is supplied into the advance hydraulic chamber 32, and the hydraulic oil in the retard hydraulic chamber 33 is supplied to the oil pan 46. Will be discharged. When the relative rotation position (rotation phase) is maintained in the current state, the absolute value of the feedback correction UDTY is decreased to return to a duty ratio near the base duty ratio. The internal pressures of the hydraulic chambers 32 and 33 are controlled by closing the 55, the third port 58, and the fourth port 59 (stopping the supply and discharge of hydraulic pressure).

前記フィードバック補正分ＵＤＴＹは、例えば、通常のＰＩＤ制御等によって算出される。すなわち、前記検出されるカムスプロケット１とカムシャフト２との相対回動位置（回転位相）を可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）の実角度ＶＴＣＮＯＷ、その目標値をＶＴＣの目標角度ＶＴＣＴＲＧとしたとき、両者の偏差ＶＴＣＥＲＲ（＝ＶＴＣＮＯＷ−ＶＴＣＴＲＧ）に対して比例分Ｐ、積分分Ｉ、微分分Ｄを算出して制御する。   The feedback correction amount UDTY is calculated by, for example, normal PID control. That is, when the detected relative rotation position (rotation phase) between the cam sprocket 1 and the camshaft 2 is the actual angle VTCNOW of the variable valve timing mechanism (VTC), and the target value is the VTC target angle VTCTRG, The proportional component P, the integral component I, and the differential component D are calculated and controlled with respect to the deviation VTCERR (= VTCNOW−VTCTRG).

ここで、通常の油圧制御弁４５の場合は、前記スプール弁体５３の第１弁部６０の軸方向長さを、供給ポート５５の軸方向長さより大きく形成してあり、これにより、スプール弁体５３を軸方向に所定量移動しても第１弁部６０が供給ポート５５を閉じて油の給排が行われない状態が維持される不感帯を設けている。
しかし、本発明では、前記スプール弁体５３の第１弁部６０の軸方向長さを、供給ポート５５の軸方向長さと略等しく（若干大きい程度）形成している。これにより、第１弁部６０が供給ポート５５を閉じた中立位置にあって油の給排が行われない状態から、スプール弁体５３を少しでも移動すると、供給ポート５５が開成して第１ポート５６または第２ポート５７と連通して油の給排が行われて実質的に不感帯を有さず、図７（Ａ）に示すように油圧制御弁４５の操作量（デューティ比）−油流量特性が略リニアな特性となる。 Here, in the case of the normal hydraulic control valve 45, the axial length of the first valve portion 60 of the spool valve body 53 is formed to be larger than the axial length of the supply port 55, whereby the spool valve A dead zone is provided in which the first valve portion 60 closes the supply port 55 even when the body 53 is moved by a predetermined amount in the axial direction and the state where oil is not supplied or discharged is maintained.
However, in the present invention, the axial length of the first valve portion 60 of the spool valve body 53 is formed to be substantially equal to (slightly larger than) the axial length of the supply port 55. As a result, when the spool valve body 53 is moved even a little from the state where the first valve portion 60 is in the neutral position where the supply port 55 is closed and the oil is not supplied or discharged, the supply port 55 is opened and the first port is opened. The oil is supplied and discharged in communication with the port 56 or the second port 57 so that there is substantially no dead zone, and the operation amount (duty ratio) of the hydraulic control valve 45-oil as shown in FIG. The flow rate characteristic is a substantially linear characteristic.

このように油圧制御弁４５を不感帯の無いリニアな特性にすると、可変バルブタイミング機構の目標角度が変更されたとき、操作量の変更によりスプール弁体５３の移動によって油圧の給排が速やかに開始されるので制御の応答性が向上する。
しかし、不感帯をなくしたことにより、スプール弁体５３を閉止位置に制御しても、供給ポート５５と第１弁部６０との隙間からの油漏れによって第１ポート５６または第２ポート５７へ油が供給されてＶＴＣの実角度が目標値とずれてしまい、これを上記フィードバック制御で収束させても、油漏れにより発生するずれ量を検出してからこれを補正するようにフィードバック制御を行っても、遅れにより、図７（Ｂ），（Ｃ）に示すように、ＶＴＣの実角度が目標角度を中心として大きく振れてしまい、保持安定性が低下してしまうこととなる。 When the hydraulic control valve 45 has a linear characteristic with no dead zone in this way, when the target angle of the variable valve timing mechanism is changed, the supply and discharge of the hydraulic pressure is quickly started by the movement of the spool valve body 53 due to the change in the operation amount. Therefore, control responsiveness is improved.
However, since the dead zone is eliminated, even if the spool valve body 53 is controlled to the closed position, oil leaks from the gap between the supply port 55 and the first valve portion 60 to the first port 56 or the second port 57. Even if the actual angle of VTC deviates from the target value and is converged by the above feedback control, feedback control is performed so that the deviation amount caused by oil leakage is detected and corrected. However, due to the delay, as shown in FIGS. 7B and 7C, the actual angle of the VTC greatly fluctuates around the target angle, and the holding stability decreases.

そこで、本発明では、ＶＴＣ（油圧制御弁４５）の操作量に振動成分を与えることによって保持安定性を補償する。
図８は、本実施形態の制御ブロック図を示す。フィードバック補償器ブロックでは、上述したように、制御対象である可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）の実角度ＶＴＣＮＯＷと目標角度ＶＴＣＴＲＧとの偏差に基づいて比例分Ｐ、積分分Ｉ、微分分Ｄを算出し、これらを加算して前記フィードバック補正分ＵＤＴＹを算出する。 Therefore, in the present invention, the holding stability is compensated by giving a vibration component to the operation amount of the VTC (hydraulic control valve 45).
FIG. 8 shows a control block diagram of the present embodiment. As described above, the feedback compensator block calculates the proportional component P, the integral component I, and the differential component D based on the deviation between the actual angle VTCNOW and the target angle VTCTRG of the variable valve timing mechanism (VTC) to be controlled. These are added to calculate the feedback correction amount UDTY.

振動成分演算ブロックでは、前記操作量であるフィードバック補正分ＵＤＴＹに加算される振動成分（振幅および周期）を算出する。
そして、上記フィードバック補正分ＵＤＴＹに、振動成分を加算した操作量（デューティ比）が制御対象であるＶＴＣ（油圧制御弁４５）に供給される。
図９は、上記本発明の基本的な形態における作用を示し、操作量を中立位置を中心として振らすことにより、ＶＴＣの実角度は、目標角度を中心として所定範囲内に収束保持される。 In the vibration component calculation block, a vibration component (amplitude and period) to be added to the feedback correction amount UDTY that is the operation amount is calculated.
Then, an operation amount (duty ratio) obtained by adding a vibration component to the feedback correction amount UDTY is supplied to a VTC (hydraulic control valve 45) that is a control target.
FIG. 9 shows the operation in the basic form of the present invention. By swinging the operation amount around the neutral position, the actual VTC angle is converged and held within a predetermined range around the target angle.

ここで、上記振動成分演算ブロックは、例えば、目標角度ＶＴＣＴＲＧと実角度ＶＴＣＮＯＷとに基づいて、偏差ＶＴＣＥＲＲの絶対値が所定値以下の保持安定性が問題となる領域でのみ振動成分を与えるようにすることができる。
このようにすれば、必要時のみ振動を付与することで演算負荷を軽減でき、電力消費も節減できると共に、偏差ＶＴＣＥＲＲの絶対値が所定値を超えるときには振動成分の付与を禁止することにより、応答性への悪影響も回避できる。 Here, the vibration component calculation block applies the vibration component only in the region where the absolute value of the deviation VTCERR is less than a predetermined value and the holding stability is a problem based on the target angle VTCTRG and the actual angle VTCNOW, for example. can do.
In this way, the calculation load can be reduced by applying vibration only when necessary, power consumption can be reduced, and when the absolute value of the deviation VTCERR exceeds a predetermined value, the application of the vibration component is prohibited, thereby providing a response. The adverse effect on sex can also be avoided.

なお、偏差ＶＴＣＥＲＲの絶対値の代わりに、フィードバック補正分ＵＤＴＹ（絶対値）が所定範囲内のときだけ、振動成分を付与する構成としても同様の効果が得られる。
また、前記振動成分の振幅および周期を、例えば、図１０に示すように該振幅および周期で両者の積に相関する値として求められる油圧制御弁からの最大油流量(図示斜線部参照)が、前記進角側油圧室３２または遅角側油圧室３３のいずれかに流入しても、可変バルブタイミング機構の許容される制御偏差以内のＶＴＣ角度変化量となるように設定する。 Note that the same effect can be obtained even when the vibration component is added only when the feedback correction amount UDTY (absolute value) is within a predetermined range instead of the absolute value of the deviation VTCERR.
Further, the amplitude and period of the vibration component, for example, as shown in FIG. 10, the maximum oil flow rate from the hydraulic control valve (see the hatched portion in the figure) obtained as a value that correlates with the product of the amplitude and period, Even if it flows into either the advance-side hydraulic chamber 32 or the retard-side hydraulic chamber 33, the VTC angle change amount is set within the allowable control deviation of the variable valve timing mechanism.

より高精度には、図１１に示すように振動成分の振幅および周期を、振幅および周期に加え、油流量の応答時定数に基づいて求められる油圧制御弁からの最大油流量(図示斜線部参照)が、前記進角側油圧室３２または遅角側油圧室３３のいずれかに流入しても、可変バルブタイミング機構の許容される制御偏差以内のＶＴＣ角度変化量となるように設定する。   For higher accuracy, the maximum oil flow rate from the hydraulic control valve obtained based on the response time constant of the oil flow rate is added to the amplitude and cycle of the vibration component as shown in FIG. ) Is set such that even if it flows into either the advance side hydraulic chamber 32 or the retard side hydraulic chamber 33, the VTC angle change amount is within an allowable control deviation of the variable valve timing mechanism.

さらに、油圧制御弁４５の油流量特性は、エンジン回転速度Ｎｅ、水温Ｔｗ、油温Ｔｏ等のエンジン状態のパラメータによっても変化するので、上記のように設定した振動レベルを、これらエンジン回転速度Ｎｅ、水温Ｔｗ、油温Ｔｏ等に基づいて補正してもよい。
このように、振動のレベルを適切に設定することで、角度ＶＴＣＮＯＷの目標角度ＶＴＣＴＧＲからのずれを許容範囲内に留められ、保持安定性を可及的に向上できる。 Further, since the oil flow characteristic of the hydraulic control valve 45 also varies depending on engine state parameters such as the engine rotational speed Ne, the water temperature Tw, and the oil temperature To, the vibration level set as described above is set to the engine rotational speed Ne. The correction may be made based on the water temperature Tw, the oil temperature To, or the like.
Thus, by appropriately setting the vibration level, the deviation of the angle VTCNOW from the target angle VTCTGR can be kept within an allowable range, and the holding stability can be improved as much as possible.

さらに、前記偏差ＶＴＣＥＲＲまたはフィードバック補正分ＵＤＴＹの絶対値に応じて、振動レベルを可変に設定する構成としてもよく、例えば、偏差ＶＴＣＥＲＲまたはフィードバック補正分ＵＤＴＹの絶対値が小さくなるほど振動レベルを大きくなるように設定して保持安定性を高めるようにしてもよい。
なお、本発明は、上記可変バルブタイミング機構に限らず、油圧制御弁の操作によって油圧駆動機構へ供給する油圧経路を切り換えて動作方向を切り換えると共に、油圧駆動機構への油圧供給状態を制御して動作位置を保持するように構成された油圧駆動車両用機器の制御装置であれば適用でき、同様の効果が得られる。 Furthermore, the vibration level may be variably set according to the absolute value of the deviation VTCERR or the feedback correction amount UDTY. For example, the vibration level increases as the absolute value of the deviation VTCERR or the feedback correction amount UDTY decreases. It may be set to increase the holding stability.
The present invention is not limited to the variable valve timing mechanism described above, and the operation direction is switched by switching the hydraulic path supplied to the hydraulic drive mechanism by operating the hydraulic control valve, and the hydraulic supply state to the hydraulic drive mechanism is controlled. The present invention can be applied to any control device for hydraulically driven vehicle equipment configured to hold the operating position, and the same effect can be obtained.

ここで、上記実施形態から把握し得る請求項以外の技術的思想について、以下に効果と共に記載する。
（イ）請求項１、３、４のいずれか１つに記載の油圧駆動車両機器の制御装置において、
前記車両用機器の動作位置を目標位置とするように、実際の動作位置を検出してフィードバック制御するフィードバック制御手段を備え、
該フィードバック制御で設定される操作量（絶対値）が所定範囲内のときに、前記油圧制御弁の操作信号を振動させることを特徴とする。 Here, technical ideas other than the claims that can be grasped from the above embodiment will be described together with effects.
(A) In the control device for hydraulically driven vehicle equipment according to any one of claims 1, 3, and 4,
Feedback control means for detecting the actual operation position and performing feedback control so that the operation position of the vehicle equipment is the target position;
When the operation amount (absolute value) set in the feedback control is within a predetermined range, the operation signal of the hydraulic control valve is vibrated.

かかる構成によると、保持安定性が問題となるフィードバック操作量（絶対値）が所定値以内のときのみ操作量に振動を付与することで演算負荷を軽減でき、電力消費も節減できると共に、操作量（絶対値）が所定値を超えるときには振動の付与を禁止することにより、応答性への悪影響も回避できる。
（ロ）請求項２〜４、上記（イ）のいずれか１つに記載の油圧駆動車両機器の制御装置において、
前記操作信号に与えられる振動のレベルが、前記目標位置と実際の動作位置との偏差の絶対値または油圧制御弁操作量の絶対値に応じて可変に設定されることを特徴とする。 According to such a configuration, only when the feedback operation amount (absolute value) in which the holding stability is a problem is within a predetermined value, it is possible to reduce the calculation load by applying vibration to the operation amount, to reduce power consumption, and to reduce the operation amount. By inhibiting the application of vibration when the (absolute value) exceeds a predetermined value, adverse effects on responsiveness can be avoided.
(B) In the control device for hydraulically driven vehicle equipment according to any one of claims 2 to 4 and (a) above,
The level of vibration given to the operation signal is variably set according to the absolute value of the deviation between the target position and the actual operation position or the absolute value of the hydraulic control valve operation amount.

かかる構成によると、例えば、車両用機器の目標位置と実際の位置との偏差またはフィードバック操作量の絶対値が小さくなるほど振動レベルを大きくなるように設定して保持安定性を高めることができる。
（ハ）請求項３，４、上記（イ）、（ロ）のいずれか１つに記載の油圧駆動車両機器の制御装置において、
油圧制御弁の操作信号に付与される振動の振幅及び周期に基づいて、またはこれら振幅及び周期に油圧制御弁の油流量の応答時定数も考慮して求められる油圧制御弁の最大油流量が車両用機器の油圧駆動機構へ供給または油圧駆動機構から排出されたときの車両用機器の動作位置変化量が定常偏差許容値以内となるように振動レベルを設定することを特徴とする。 According to such a configuration, for example, it is possible to increase the holding stability by setting the vibration level to increase as the deviation between the target position of the vehicle device and the actual position or the absolute value of the feedback operation amount decreases.
(C) In the control device for hydraulically driven vehicle equipment according to any one of claims 3 and 4 and (a) and (b) above,
The maximum oil flow rate of the hydraulic control valve obtained based on the amplitude and cycle of vibration given to the operation signal of the hydraulic control valve or taking into account the response time constant of the oil flow rate of the hydraulic control valve in these amplitude and cycle is the vehicle The vibration level is set so that the amount of change in the operating position of the vehicle equipment when it is supplied to or discharged from the hydraulic drive mechanism of the equipment is within a steady deviation allowable value.

かかる構成によると、振動レベルを必要最小限に設定して、動作位置を高精度に安定状態に維持できる。
（ニ）上記（ハ）に記載の油圧駆動車両機器の制御装置において、
振動レベルを、車両搭載エンジンの回転速度、水温、油温の少なくとも１つに基づいて補正して設定することを特徴とする。 According to this configuration, the vibration level can be set to the minimum necessary, and the operation position can be maintained in a stable state with high accuracy.
(D) In the control device for a hydraulically driven vehicle device described in (c) above,
The vibration level is corrected and set based on at least one of a rotation speed of a vehicle-mounted engine, a water temperature, and an oil temperature.

かかる構成によると、油圧制御弁の油流量特性が上記エンジン状態のパラメータによっても変化するので、振動レベルをこれらエンジン状態パラメータに応じて補正することにより、より高精度に設定することができる。   According to such a configuration, the oil flow rate characteristic of the hydraulic control valve also changes depending on the engine state parameters. Therefore, the vibration level can be set with higher accuracy by correcting the vibration level according to these engine state parameters.

実施形態における可変バルブタイミング機構の構成を示す断面図。Sectional drawing which shows the structure of the variable valve timing mechanism in embodiment. 図１のＢ−Ｂ断面図。BB sectional drawing of FIG. 上記可変バルブタイミング機構の分解斜視図。The disassembled perspective view of the said variable valve timing mechanism. 上記可変バルブタイミング機構における油圧制御弁を示す縦断面図。The longitudinal cross-sectional view which shows the hydraulic control valve in the said variable valve timing mechanism. 上記可変バルブタイミング機構における油圧制御弁を示す縦断面図。The longitudinal cross-sectional view which shows the hydraulic control valve in the said variable valve timing mechanism. 上記可変バルブタイミング機構における油圧制御弁を示す縦断面図。The longitudinal cross-sectional view which shows the hydraulic control valve in the said variable valve timing mechanism. 上記実施形態における油圧制御弁の操作量−油流量特性と、この特性で単純なフィードバック制御を行ったときの状態を示す図。The figure which shows the state at the time of performing simple feedback control with the operation amount-oil flow characteristic of the hydraulic control valve in the said embodiment, and this characteristic. 上記実施形態の制御ブロック図。The control block diagram of the said embodiment. 上記実施形態の基本的な作用を示すタイムチャート。The time chart which shows the basic effect | action of the said embodiment. 上記実施形態において操作量に付与される振動レベルを高精度に設定する一例を示す図。The figure which shows an example which sets the vibration level provided to the operation amount in the said embodiment with high precision. 上記実施形態において操作量に付与される振動レベルを高精度に設定する別の例を示す図。The figure which shows another example which sets the vibration level provided to the operation amount in the said embodiment with high precision.

符号の説明Explanation of symbols

４１…第１油圧通路 ４２…第２油圧通路 ４８…ＥＣＵ ５３…スプール弁体 ５６…第１ポート ５７…第２ポート ５８…第３ポート ５９…第４ポート ６０…第１弁部     DESCRIPTION OF SYMBOLS 41 ... 1st hydraulic path 42 ... 2nd hydraulic path 48 ... ECU 53 ... Spool valve body 56 ... 1st port 57 ... 2nd port 58 ... 3rd port 59 ... 4th port 60 ... 1st valve part

Claims (4)

油圧源からの油圧を、油圧制御弁の操作によって、車両用機器の油圧駆動機構へ供給する油圧経路を切り換えて該車両用機器の動作方向を切り換えると共に、油圧駆動機構への油圧供給状態を制御して該車両用機器の動作位置を保持する油圧駆動車両用機器の制御装置であって、
前記油圧制御弁の操作量−油流量特性を略線形とする一方、前記油圧制御弁の操作信号を振動させて、前記油圧駆動機構への油圧供給状態を保持することを特徴とする油圧駆動車両用機器の制御装置。 By switching the hydraulic path to supply the hydraulic pressure from the hydraulic source to the hydraulic drive mechanism of the vehicle equipment by operating the hydraulic control valve, the operation direction of the vehicle equipment is switched, and the hydraulic supply state to the hydraulic drive mechanism is controlled. A control device for hydraulically driven vehicle equipment that holds the operating position of the vehicle equipment,
A hydraulic drive vehicle characterized in that an operation amount-oil flow characteristic of the hydraulic control valve is substantially linear, and an operation signal of the hydraulic control valve is vibrated to maintain a hydraulic pressure supply state to the hydraulic drive mechanism. Equipment control equipment. 前記車両用機器の動作位置を目標位置とするように、実際の動作位置を検出してフィードバック制御するフィードバック制御手段を備え、
前記目標位置と実際の動作位置との偏差が所定値以下のときに、前記油圧制御弁の操作信号を振動させることを特徴とする請求項１に記載の油圧駆動車両用機器の制御装置。 Feedback control means for detecting the actual operation position and performing feedback control so that the operation position of the vehicle equipment is the target position;
2. The control device for a hydraulically driven vehicle device according to claim 1, wherein an operation signal of the hydraulic control valve is vibrated when a deviation between the target position and an actual operation position is a predetermined value or less. 前記操作信号に与えられる振動のレベルが、該振動による前記油圧駆動機構の動作位置変化量が許容される制御偏差以内となるように設定されることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の油圧駆動車両用機器の制御装置。   The level of vibration given to the operation signal is set so that the amount of change in the operation position of the hydraulic drive mechanism due to the vibration is within an allowable control deviation. The control apparatus of the apparatus for hydraulic drive vehicles of description. 前記車両用機器は、車両に搭載される内燃機関の可変動弁機構であることを特徴とする請求項１〜請求項３のいずれか１つに記載の油圧駆動車両用機器の制御装置。   The control device for a hydraulically driven vehicle device according to any one of claims 1 to 3, wherein the vehicle device is a variable valve mechanism of an internal combustion engine mounted on the vehicle.

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