JP3289647B2 - Valve timing control device for internal combustion engine - Google Patents
Valve timing control device for internal combustion engineInfo
- Publication number
- JP3289647B2 JP3289647B2 JP12987697A JP12987697A JP3289647B2 JP 3289647 B2 JP3289647 B2 JP 3289647B2 JP 12987697 A JP12987697 A JP 12987697A JP 12987697 A JP12987697 A JP 12987697A JP 3289647 B2 JP3289647 B2 JP 3289647B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- valve timing
- slip
- internal combustion
- combustion engine
- valve
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Classifications
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Landscapes
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
- Control Of Vehicle Engines Or Engines For Specific Uses (AREA)
Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】この発明は、内燃機関の吸気
バルブや排気バルブのバルブタイミングを同機関の運転
状態に応じて制御する内燃機関のバルブタイミング制御
装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a valve timing control apparatus for an internal combustion engine that controls the valve timing of an intake valve and an exhaust valve of the internal combustion engine according to the operating state of the engine.
【0002】[0002]
【従来の技術】内燃機関の吸気バルブや排気バルブは、
カムシャフトの回転に伴って往復駆動されることによ
り、同機関の燃焼室に開口する吸気ポート或いは排気ポ
ートを周期的に開閉する。一般的な内燃機関おいて、こ
れらバルブが開閉する時期、即ちバルブタイミングは、
カムシャフトカムのプロフィルによって決定されてい
る。2. Description of the Related Art An intake valve and an exhaust valve of an internal combustion engine are
By being reciprocated with the rotation of the camshaft, the intake port or the exhaust port opened to the combustion chamber of the engine is periodically opened and closed. In a general internal combustion engine, the timing at which these valves open and close, that is, the valve timing,
It is determined by the profile of the camshaft cam.
【0003】これに対して、車両に搭載される内燃機関
にあっては、機関回転速度等の運転状態が広範囲にわた
って変化するため、その運転状態に適した時期が選択さ
れるようにバルブタイミングを変更する制御装置が備え
られる場合もある。On the other hand, in the case of an internal combustion engine mounted on a vehicle, the operating state such as the engine speed changes over a wide range, so that the valve timing is set so that a timing suitable for the operating state is selected. In some cases, a control device for changing the setting is provided.
【0004】例えば、この制御装置によれば、内燃機関
の運転状態がアイドリング状態にある場合に、吸気バル
ブ及び排気バルブが同時に開弁するバルブオーバラップ
期間が小さくなるようにバルブタイミングが変更され、
或いは同機関が高負荷運転状態になった場合に、バルブ
オーバラップ期間が大きくなるようにバルブタイミング
が変更される。上記のようにバルブタイミングを機関運
転状態に応じて変更することにより、安定したアイドリ
ング運転を行うことができるとともに、高負荷運転時に
おける吸気効率を増大させて機関出力の向上を図ること
ができる。For example, according to this control device, when the operation state of the internal combustion engine is an idling state, the valve timing is changed so that the valve overlap period during which the intake valve and the exhaust valve are simultaneously opened is reduced.
Alternatively, when the engine is in a high load operation state, the valve timing is changed so that the valve overlap period becomes longer. By changing the valve timing according to the engine operating state as described above, a stable idling operation can be performed, and the engine output can be improved by increasing the intake efficiency at the time of high load operation.
【0005】[0005]
【発明が解決しようとする課題】ところで、降雨時のよ
うに滑りやすい路面、いわゆる低μ路を走行していると
きに車両を加速させる場合、機関出力の増大に伴い同車
両がスリップ状態になることがある。また、このような
加速時には機関負荷が増大するため、上記制御装置によ
り、機関出力が更に増加するようにバルブタイミングが
変更される。ところが、このように車両がスリップ状態
にある場合に上記制御装置によりバルブタイミングの変
更が行われると、機関出力の急激な増加に起因して車両
の走行安定性が損なわれるおそれがあった。When the vehicle is accelerated on a slippery road such as rainfall, that is, on a so-called low μ road, the vehicle slips with an increase in engine output. Sometimes. Since the engine load increases during such acceleration, the valve timing is changed by the control device so that the engine output further increases. However, if the valve timing is changed by the control device when the vehicle is in the slip state, the running stability of the vehicle may be impaired due to a sudden increase in engine output.
【0006】本発明は、上記実情に鑑みてなされたもの
であり、その目的は、車両がスリップ状態にある場合
に、バルブタイミングの変更に伴う走行安定性の悪化を
防止することにある。The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to prevent deterioration of running stability due to a change in valve timing when a vehicle is in a slip state.
【0007】[0007]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、請求項1記載の発明は、車両に搭載される内燃機関
の吸気バルブ及び排気バルブの少なくとも一方のバルブ
タイミングを変更するバルブタイミング可変機構と、内
燃機関の運転状態に応じてバルブタイミングに関する目
標値を算出する算出手段と、当該算出される目標値と一
致するようにバルブタイミングを変更すべくバルブタイ
ミング可変機構を駆動制御する制御手段とを備えた内燃
機関のバルブタイミング制御装置において、車両のスリ
ップ状態を検出する検出手段を更に備えるとともに、制
御手段は、スリップ状態が検出されるときにバルブタイ
ミングの変更速度を低下させるものであることをその趣
旨とする。According to one aspect of the present invention, there is provided a variable valve timing for changing at least one of an intake valve and an exhaust valve of an internal combustion engine mounted on a vehicle. Mechanism, calculating means for calculating a target value related to valve timing in accordance with the operating state of the internal combustion engine, and control means for driving and controlling the variable valve timing mechanism to change the valve timing so as to match the calculated target value In the valve timing control device for an internal combustion engine, the detection device further includes a detection unit that detects a slip state of the vehicle, and the control unit reduces a change speed of the valve timing when the slip state is detected. That is the purpose.
【0008】上記構成では、内燃機関の運転状態に応じ
てバルブタイミングに関する目標値が算出され、その目
標値と一致するように吸気バルブ及び排気バルブの少な
くとも一方のバルブタイミングが変更される。更に、上
記構成によれば、車両のスリップ状態が検出されると、
バルブタイミングを変更させる際の変更速度が低下させ
られる。従って、バルブタイミングの変更に伴う機関出
力の急激な変化が抑制される。In the above configuration, a target value related to the valve timing is calculated according to the operation state of the internal combustion engine, and at least one of the intake valve and the exhaust valve is changed to match the target value. Further, according to the above configuration, when the slip state of the vehicle is detected,
The change speed when changing the valve timing is reduced. Therefore, a rapid change in engine output due to a change in valve timing is suppressed.
【0009】上記目的を達成するために、請求項2記載
の発明は、請求項1に記載した内燃機関のバルブタイミ
ング制御装置において、検出手段は、車両のスリップ率
に応じてスリップ率を検出するものであり、制御手段
は、当該検出されるスリップ率が大きいほど、バルブタ
イミングの変更速度を小さい速度に変更するものである
ことをその趣旨とする。According to a second aspect of the present invention, in the valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to the first aspect, the detecting means detects the slip rate according to the slip rate of the vehicle. The control means changes the valve timing change speed to a lower speed as the detected slip ratio is higher.
【0010】上記構成によれば、請求項1に記載した発
明の作用に加えて以下の作用が奏せられる。即ち、スリ
ップ率が相対的に大きい場合には、バルブタイミングの
変更速度がより小さい速度に設定されるため、機関出力
の急激な変化が更に抑制される。これに対して、スリッ
プ率が相対的に小さい場合には、バルブタイミングの変
更に伴う機関出力の変化によって車両走行性が不安定に
なる傾向が小さいことから、バルブタイミングの変更速
度がより大きい速度に変更される。このため、この場合
には、バルブタイミングが速やかに目標値と一致するよ
うになる。According to the above configuration, the following operation can be obtained in addition to the operation of the first aspect of the invention. That is, when the slip ratio is relatively large, the change speed of the valve timing is set to a smaller speed, so that a rapid change in the engine output is further suppressed. On the other hand, when the slip ratio is relatively small, the change in the engine output due to the change in the valve timing is less likely to make the vehicle traveling unstable, so the change speed of the valve timing is higher. Is changed to For this reason, in this case, the valve timing quickly matches the target value.
【0011】上記目的を達成するために、請求項3記載
の発明は、請求項1に記載した内燃機関のバルブタイミ
ング制御装置において、スリップ状態が検出されるとき
には、同スリップ状態が検出されない場合と比較して相
対的に機関出力が小さくなるように目標値を補正する目
標値補正手段を更に備えたことをその趣旨とする。According to a third aspect of the present invention, there is provided a valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to the first aspect of the present invention, wherein when the slip state is detected, the slip state is not detected. It is intended that the apparatus further includes a target value correcting means for correcting the target value so that the engine output becomes relatively small in comparison.
【0012】上記構成によれば、請求項1に記載した発
明の作用に加えて、目標値に応じた機関出力が低く抑え
られることから、車両のスリップ度合が低減される。上
記目的を達成するために、請求項4記載の発明は、請求
項3に記載した内燃機関のバルブタイミング制御装置に
おいて、検出手段は、車両のスリップ率に応じてスリッ
プ率を検出するものであり、目標値補正手段は当該検出
されるスリップ率が大きいほど、機関出力が相対的に小
さくなるように目標値を補正するものであることをその
趣旨とする。According to the above configuration, in addition to the operation of the first aspect of the invention, since the engine output corresponding to the target value is suppressed low, the degree of slip of the vehicle is reduced. According to a fourth aspect of the present invention, in the valve timing control device for an internal combustion engine according to the third aspect, the detecting means detects a slip rate according to a slip rate of the vehicle. It is intended that the target value correcting means corrects the target value such that the engine output becomes relatively smaller as the detected slip ratio is larger.
【0013】上記構成によれば、請求項3に記載した発
明の作用に加えて、以下の作用が奏せられる。即ち、ス
リップ率が相対的に大きい場合には、目標値に応じた機
関出力がより小さくなるため、車両のスリップ度合が更
に低減される。これに対して、スリップ率が相対的に小
さい場合には、目標値に応じた機関出力がより大きくな
るため、運転状態により適した機関出力が得られる。According to the above configuration, in addition to the function of the invention described in claim 3, the following function can be obtained. That is, when the slip ratio is relatively large, the engine output according to the target value becomes smaller, so that the degree of slip of the vehicle is further reduced. On the other hand, when the slip ratio is relatively small, the engine output according to the target value becomes larger, so that a more suitable engine output can be obtained.
【0014】[0014]
[第1の実施形態]以下、この発明を具体化した第1の
実施形態について図1〜8を参照して説明する。[First Embodiment] A first embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS.
【0015】図1は、車輌用ガソリンエンジン(以下、
単に「エンジン」という)10等を示す概略構成図であ
る。同図に示すように、エンジン10は、吸気カムシャ
フト11、排気カムシャフト12、吸気カムシャフト1
1に設けられたバルブタイミング可変機構(以下、「V
VT」と略記する)13、クランクシャフト15、及び
VVT13を制御するための電子制御装置(以下、「E
CU」という)16等を備えている。FIG. 1 shows a vehicle gasoline engine (hereinafter, referred to as a gasoline engine).
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an engine 10 and the like. As shown in FIG. 1, the engine 10 includes an intake camshaft 11, an exhaust camshaft 12, and an intake camshaft 1.
1 (hereinafter referred to as “V
VT) 13, an electronic control unit (hereinafter referred to as “E”) for controlling the crankshaft 15 and the VVT 13.
CU ”).
【0016】エンジン10は、シリンダブロック17
と、そのシリンダブロック17の下側に固定されたオイ
ルパン18と、同シリンダブロック17の上側に固定さ
れたシリンダヘッド19とを有している。オイルパン1
8には、VVT13を含むエンジン10の各部に供給さ
れる潤滑油が貯留されている。シリンダブロック17に
は、燃焼室20aを含む複数のシリンダ20が形成され
ている。本実施形態では、シリンダブロック17に合計
4個のシリンダ20が形成されているが、図1では一つ
のシリンダ20のみを示している。The engine 10 includes a cylinder block 17
And an oil pan 18 fixed below the cylinder block 17 and a cylinder head 19 fixed above the cylinder block 17. Oil pan 1
In 8, lubricating oil supplied to each part of the engine 10 including the VVT 13 is stored. A plurality of cylinders 20 including a combustion chamber 20a are formed in the cylinder block 17. In this embodiment, a total of four cylinders 20 are formed in the cylinder block 17, but FIG. 1 shows only one cylinder 20.
【0017】シリンダブロック17にはクランクシャフ
ト15が回転可能に支持されている。各シリンダ20内
にはピストン21が設けられており、同ピストン21は
コンロッド22を介してクランクシャフト15に連結さ
れている。このクランクシャフト15は、ピストン21
の上下動に伴って回転する。A crankshaft 15 is rotatably supported by the cylinder block 17. A piston 21 is provided in each cylinder 20, and the piston 21 is connected to the crankshaft 15 via a connecting rod 22. This crankshaft 15 has a piston 21
It rotates with the vertical movement of.
【0018】シリンダヘッド19には、各シリンダ20
に対応する複数の吸気バルブ23及び排気バルブ24が
設けられている。また、シリンダヘッド19には、燃焼
室20aに開口する吸気ポート25a及び排気ポート2
6aが形成されている。この吸気ポート25aは吸気通
路25に接続され、また排気ポート26aは排気通路2
6に接続されている。吸気バルブ23及び排気バルブ2
4は、吸気ポート25a及び排気ポート26aを選択的
に開閉する。Each cylinder 20 has a cylinder head 19.
Are provided with a plurality of intake valves 23 and exhaust valves 24. The cylinder head 19 has an intake port 25a and an exhaust port 2 that open to the combustion chamber 20a.
6a are formed. The intake port 25a is connected to the intake passage 25, and the exhaust port 26a is connected to the exhaust passage 2
6 is connected. Intake valve 23 and exhaust valve 2
Reference numeral 4 selectively opens and closes the intake port 25a and the exhaust port 26a.
【0019】吸気カムシャフト11及び排気カムシャフ
ト12はシリンダヘッド19に並行に配置されており、
両カムシャフト11,12には、それらの軸方向に所定
間隔を隔てて一対をなす複数組のカム27,28が形成
されている。吸気バルブ23及び排気バルブ24は、カ
ムシャフト11,12の回転に伴って、これら各カム2
7,28により往復駆動される。The intake camshaft 11 and the exhaust camshaft 12 are arranged in parallel with the cylinder head 19,
A plurality of pairs of cams 27 and 28 are formed on both camshafts 11 and 12 at predetermined intervals in their axial directions. As the camshafts 11 and 12 rotate, the intake valve 23 and the exhaust valve 24
It is reciprocated by 7, 28.
【0020】図2は、吸気カムシャフト11及びVVT
13の断面を示している。同図に示すように、VVT1
3は、プーリ30、インナキャップ31、カバー32、
及びリングギヤ33等を備えている。吸気カムシャフト
11はそのジャーナル11aにおいてシリンダヘッド1
9及びベアリングキャップ34により回転可能に支持さ
れている。また、プーリ30は、円板部301と、同円
板部301の中央に形成されたボス36とによって構成
されており、円板部301の外周には複数の外歯35が
形成されている。このプーリ30は、ボス36において
吸気カムシャフト11の先端側(図2の左側)部分に回
転可能に装着されている。FIG. 2 shows the intake camshaft 11 and the VVT.
13 shows a cross section of FIG. As shown in FIG.
3 is a pulley 30, an inner cap 31, a cover 32,
And a ring gear 33 and the like. The intake camshaft 11 has a cylinder head 1 at its journal 11a.
9 and a bearing cap 34 so as to be rotatable. The pulley 30 includes a disk portion 301 and a boss 36 formed at the center of the disk portion 301, and a plurality of external teeth 35 are formed on the outer periphery of the disk portion 301. . The pulley 30 is rotatably mounted at the boss 36 on the tip side (left side in FIG. 2) of the intake camshaft 11.
【0021】プーリ30の外歯35にはタイミングベル
ト37が掛けられ、更にタイミングベルト37は図1に
示すように、排気カムシャフト12のプーリ38及びク
ランクシャフト15のクランクプーリ39に掛けられて
いる。クランクシャフト15の回転力は、クランクプー
リ39及びタイミングベルト37を介して各プーリ3
8,30に伝達され、更に、各プーリ38,30から両
カムシャフト11,12に伝達される。A timing belt 37 is wound around the external teeth 35 of the pulley 30, and the timing belt 37 is wound around a pulley 38 of the exhaust camshaft 12 and a crank pulley 39 of the crankshaft 15, as shown in FIG. . The rotational force of the crankshaft 15 is applied to each pulley 3 via the crank pulley 39 and the timing belt 37.
8 and 30 and further from each pulley 38 and 30 to both camshafts 11 and 12.
【0022】図2に示すように、カバー32は略有底円
筒状をなしており、プーリ30の円板部301と吸気カ
ムシャフト11の先端側部分はこのカバー32によって
覆われている。カバー32の中央には孔323が形成さ
れており、この孔323はキャップ324によって閉塞
されている。また、カバー32は、複数のピン321及
びボルト322によって円板部301に固定されてい
る。従って、プーリ30及びカバー32は一体に回転す
る。更に、カバー32の内周には複数の内歯40が形成
されている。この内歯40は、その歯すじが吸気カムシ
ャフト11の軸線Lに対して所定角度だけ傾斜したヘリ
カル歯となっている。As shown in FIG. 2, the cover 32 has a substantially cylindrical shape with a bottom, and the disk portion 301 of the pulley 30 and the tip end portion of the intake camshaft 11 are covered by the cover 32. A hole 323 is formed in the center of the cover 32, and the hole 323 is closed by a cap 324. Further, the cover 32 is fixed to the disk portion 301 by a plurality of pins 321 and bolts 322. Therefore, the pulley 30 and the cover 32 rotate integrally. Further, a plurality of internal teeth 40 are formed on the inner periphery of the cover 32. The internal teeth 40 are helical teeth whose teeth are inclined by a predetermined angle with respect to the axis L of the intake camshaft 11.
【0023】インナキャップ31は、中空ボルト41に
よって吸気カムシャフト11の先端に取り付けられてい
る。このインナキャップ31はピン411により吸気カ
ムシャフト11の先端部に固定されているため、吸気カ
ムシャフト11と一体に回転する。また、インナキャッ
プ31の外周には、カバー32の内歯40と同様のヘリ
カル歯である複数の外歯42が形成されている。The inner cap 31 is attached to the tip of the intake camshaft 11 by a hollow bolt 41. Since the inner cap 31 is fixed to the tip of the intake camshaft 11 by the pin 411, the inner cap 31 rotates integrally with the intake camshaft 11. A plurality of outer teeth 42 which are helical teeth similar to the inner teeth 40 of the cover 32 are formed on the outer periphery of the inner cap 31.
【0024】プーリ30、カバー32、及びインナキャ
ップ31によって環状の空間43が区画形成されてい
る。この環状の空間43内にはリングギヤ33が配置さ
れている。このリングギヤ33は、その先端側に位置す
る円筒状のギヤ部33aと、基端側に位置するフランジ
状の受圧部33bとを有している。また、このギヤ部3
3aの内周及び外周には、前記内歯40と同様のヘリカ
ル歯である内歯45及び外歯46がそれぞれ形成されて
いる。この内歯45はインナキャップ31の外歯42に
噛合され、外歯46はカバー32の内歯40にそれぞれ
噛合されている。従って、プーリ30に伝達された回転
力は、このリングギヤ33及びインナキャップ31を介
して吸気カムシャフト11に伝達される。An annular space 43 is defined by the pulley 30, the cover 32, and the inner cap 31. The ring gear 33 is disposed in the annular space 43. The ring gear 33 has a cylindrical gear portion 33a located on the distal end side and a flange-shaped pressure receiving portion 33b located on the proximal end side. Also, this gear part 3
Internal teeth 45 and external teeth 46, which are helical teeth similar to the internal teeth 40, are formed on the inner circumference and outer circumference of 3a, respectively. The internal teeth 45 mesh with the external teeth 42 of the inner cap 31, and the external teeth 46 mesh with the internal teeth 40 of the cover 32, respectively. Therefore, the rotational force transmitted to the pulley 30 is transmitted to the intake camshaft 11 via the ring gear 33 and the inner cap 31.
【0025】前記空間43は、リングギヤ33によって
2つの圧力室50,52に区画されている。即ち、この
空間43において、リングギヤ33よりも先端側(図2
の左側)の部分により第1圧力室50が構成され、同リ
ングギヤ33よりも基端側(図2の右側)の部分により
第2圧力室52が構成されている。The space 43 is divided into two pressure chambers 50 and 52 by a ring gear 33. That is, in this space 43, the front end side of the ring gear 33 (see FIG.
(Left side) constitutes a first pressure chamber 50, and a part closer to the base end side (right side in FIG. 2) than the ring gear 33 constitutes a second pressure chamber 52.
【0026】次に、前記第1圧力室50及び第2圧力室
52に対して油を供給するための第1の圧力通路51及
び第2の圧力通路53について説明する。ベアリングキ
ャップ34には一対の油孔54,55が形成されてい
る。各油孔54,55は、それぞれ油通路56,57に
よってオイルコントロールバルブ(以下、「OCV」と
略記する)60に接続されている。Next, a first pressure passage 51 and a second pressure passage 53 for supplying oil to the first pressure chamber 50 and the second pressure chamber 52 will be described. A pair of oil holes 54 and 55 are formed in the bearing cap 34. The oil holes 54 and 55 are connected to an oil control valve (hereinafter abbreviated as “OCV”) 60 by oil passages 56 and 57, respectively.
【0027】吸気カムシャフト11のジャーナル11a
には、油溝63が全周にわたって形成されている。この
油溝63は、前記両油孔54,55のうち基端側(図2
の右側)に位置する油孔54に接続されている。また、
吸気カムシャフト11の内部には、油溝63に通じる油
通路64が形成されている。インナキャップ31、カバ
ー32、キャップ324、中空ボルト41とによって第
1圧力室50に通じる空間325が区画形成されてお
り、この空間325は中空ボルト41の内部に形成され
た中心孔65によって油通路64と連通されている。こ
れら油通路56、油孔54、油溝63、油通路64、中
心孔65、及び空間325によって第1の圧力通路51
が構成されている。Journal 11a of intake camshaft 11
, An oil groove 63 is formed over the entire circumference. The oil groove 63 is provided at the base end side of the oil holes 54 and 55 (FIG. 2).
(On the right side). Also,
An oil passage 64 communicating with the oil groove 63 is formed inside the intake camshaft 11. A space 325 communicating with the first pressure chamber 50 is defined by the inner cap 31, the cover 32, the cap 324, and the hollow bolt 41, and the space 325 is formed by a central hole 65 formed inside the hollow bolt 41 by an oil passage. 64. The first pressure passage 51 is formed by the oil passage 56, the oil hole 54, the oil groove 63, the oil passage 64, the center hole 65, and the space 325.
Is configured.
【0028】一方、吸気カムシャフト11のジャーナル
11aには、前記油溝63よりも先端側に、別の油溝6
6が全周にわたって形成されている。この油溝66は、
前記両油孔54,55のうち先端側(図2の左側)に位
置する油孔55に接続されている。また、吸気カムシャ
フト11の内部には、油溝66に通じる油通路67が形
成されている。この油通路67は、インナキャップ31
と、吸気カムシャフト11の先端側部分及びプーリ30
のボス36との間に形成された空間311を介して第2
圧力室52に接続されている。これら油通路57、油孔
55、油溝66、油通路67、及び空間311によって
第2の圧力通路53が構成されている。On the other hand, the journal 11a of the intake camshaft 11 is provided with another oil groove 6 on the tip end side of the oil groove 63.
6 are formed over the entire circumference. This oil groove 66
The oil holes 54 and 55 are connected to an oil hole 55 located on the tip side (the left side in FIG. 2). An oil passage 67 communicating with the oil groove 66 is formed inside the intake camshaft 11. The oil passage 67 is provided in the inner cap 31.
And the pulley 30 and the tip end portion of the intake camshaft 11
Through a space 311 formed between the boss 36 and the second boss 36.
It is connected to the pressure chamber 52. The oil passage 57, the oil hole 55, the oil groove 66, the oil passage 67, and the space 311 constitute a second pressure passage 53.
【0029】次に、第1の圧力通路51及び第2の圧力
通路53に油を供給するための構成について説明する。
図1に示すように、オイルポンプ62は、クランクシャ
フト15に駆動連結されており、同クランクシャフト1
5の回転により作動する。このオイルポンプ62は、オ
イルパン18に貯留された油を吸引するとともに、その
油を図2に示す吐出通路59を通じて前記OCV60に
圧送する。この吐出通路59の途中には、油に含まれる
異物を捕捉するためのオイルフィルタ61が設けられて
いる。Next, a configuration for supplying oil to the first pressure passage 51 and the second pressure passage 53 will be described.
As shown in FIG. 1, the oil pump 62 is drivingly connected to the crankshaft 15.
Activated by rotation of 5. The oil pump 62 sucks oil stored in the oil pan 18 and sends the oil to the OCV 60 through a discharge passage 59 shown in FIG. An oil filter 61 for trapping foreign matter contained in oil is provided in the middle of the discharge passage 59.
【0030】OCV60は、第1及び第2の圧力通路5
1,53を介して各圧力室50,52に供給される油の
量(油圧の大きさ)を調整するために作動する。図2に
示すように、このOCV60は、略円筒状をなすケーシ
ング70と、同ケーシング70の内部に往復動可能に収
容されたスプール75とを備えている。更に、OCV6
0は、その後方側(図2の右側)に配置され、スプール
75を往復動させる電磁ソレノイド79と、ケーシング
70内の前方側(図2の左側)に配置され、スプール7
5を常時、後方側に付勢するスプリング78とを備えて
いる。The OCV 60 includes a first pressure passage 5 and a second pressure passage 5.
It operates to adjust the amount of oil (the magnitude of the oil pressure) supplied to each of the pressure chambers 50 and 52 via the first and third pressure chambers 53. As shown in FIG. 2, the OCV 60 includes a casing 70 having a substantially cylindrical shape, and a spool 75 housed in the casing 70 so as to be able to reciprocate. Furthermore, OCV6
Numeral 0 denotes an electromagnetic solenoid that is disposed on the rear side (the right side in FIG. 2) of reciprocating the spool 75, and is disposed on the front side (the left side in FIG.
And a spring 78 that constantly urges the rear end 5.
【0031】また、ケーシング70は、タンクポート7
1、一対のリザーバポート72a,72b、一対の吐出
ポート73,74を備えている。タンクポート71は吐
出通路59を介してオイルポンプ62に接続され、各リ
ザーバポート72a,72bはドレン通路58a,58
bを介してオイルパン18に接続されている。また、各
吐出ポート73,74は、各油通路56,57を介して
ベアリングキャップ34の各油孔54,55にそれぞれ
接続されている。The casing 70 is provided with the tank port 7
1, a pair of reservoir ports 72a and 72b and a pair of discharge ports 73 and 74 are provided. The tank port 71 is connected to the oil pump 62 via a discharge passage 59, and the reservoir ports 72a, 72b are connected to drain passages 58a, 58
b, it is connected to the oil pan 18. The discharge ports 73 and 74 are connected to the oil holes 54 and 55 of the bearing cap 34 via the oil passages 56 and 57, respectively.
【0032】スプール75は、それぞれ2つのポート
(71,73)、(71,74)、(73,72a)、
(74,72b)間での油の流れを遮断する4つのラン
ド76を有している。また、スプール75は、隣接する
ランド76間に3つのパセージ77a,77b,77c
を有している。これら各パセージ77a,77b,77
cは、それぞれ2つのポート(71,73)、(71,
74)、(73,72a)、(74,72b)間を連通
して油の流れを許容する。The spool 75 has two ports (71, 73), (71, 74), (73, 72a),
It has four lands 76 that block oil flow between (74, 72b). The spool 75 has three passages 77a, 77b, 77c between the adjacent lands 76.
have. Each of these passages 77a, 77b, 77
c is two ports (71, 73), (71, 73) respectively.
74), (73, 72a) and (74, 72b) are communicated to allow the oil flow.
【0033】スプール75は、電磁ソレイノイド79か
ら作用する前方側への付勢力と、スプリング78から作
用する後方側への付勢力とが釣り合う位置へ移動可能で
ある。ケーシング70内におけるスプール75の軸方向
での位置は電磁ソレノイド79に入力される通電信号の
デューティ比に応じて決定されようになっている。この
デューティ比に応じてスプール75が所定位置に移動す
ることにより、各ポート71〜74の連通状態が変更さ
れる。そして、このように、各ポート71〜74の連通
状態が変更されることによって、第1圧力室50及び第
2圧力室52に供給される油圧の大きさが調整されるよ
うになっている。The spool 75 is movable to a position where the forward urging force acting from the electromagnetic solenoid 79 and the rear urging force acting from the spring 78 are balanced. The position of the spool 75 in the axial direction in the casing 70 is determined according to the duty ratio of the energization signal input to the electromagnetic solenoid 79. When the spool 75 moves to a predetermined position according to the duty ratio, the communication state of each of the ports 71 to 74 is changed. The magnitude of the hydraulic pressure supplied to the first pressure chamber 50 and the second pressure chamber 52 is adjusted by changing the communication state of the ports 71 to 74 as described above.
【0034】また、図1に示すように、エンジン10に
は、その運転状態を検出する各種センサ81〜83,2
02L,202R,203L,203Rが設けられてい
る。吸気カムシャフト11にはカム角センサ81が設け
られている。このカム角センサ81は吸気カムシャフト
11とともに回転するロータ81aと、同ロータ81a
に対向して配置された電磁ピックアップ81bとによっ
て構成されている。ロータ81aは円盤状の磁性体から
なり、その外周に多数の歯を有している。また、電磁ピ
ックアップ81bは、吸気カムシャフト11の回転に伴
って各ロータ81aの歯が同ピックアップ81bの前方
を通過する毎にパルス状の各カム角信号SGINを出力
する。As shown in FIG. 1, the engine 10 has various sensors 81 to 83, 2 for detecting its operating state.
02L, 202R, 203L, and 203R are provided. The intake camshaft 11 is provided with a cam angle sensor 81. The cam angle sensor 81 includes a rotor 81a that rotates with the intake camshaft 11,
And an electromagnetic pickup 81b arranged opposite to the electromagnetic pickup 81b. The rotor 81a is made of a disk-shaped magnetic material and has a number of teeth on its outer periphery. The electromagnetic pickup 81b outputs a pulsed cam angle signal SGIN each time the teeth of each rotor 81a pass in front of the pickup 81b as the intake camshaft 11 rotates.
【0035】一方、クランクシャフト15にはクランク
角センサ83が設けられている。このクランク角センサ
83は、クランクシャフト15とともに回転するロータ
83aと、同ロータ83aに対向して配置された電磁ピ
ックアップ83bとを備えている。このロータ83aは
円盤状の磁性体からなり、その外周に多数の歯を有して
いる。また、電磁ピックアップ83bは、クランクシャ
フト15の回転に伴ってロータ83aの歯が同ピックア
ップ83bの前方を通過する毎にパルス状のクランク角
信号SGCKを出力する。On the other hand, the crankshaft 15 is provided with a crank angle sensor 83. The crank angle sensor 83 includes a rotor 83a that rotates together with the crankshaft 15, and an electromagnetic pickup 83b disposed to face the rotor 83a. The rotor 83a is made of a disk-shaped magnetic material and has a large number of teeth on its outer periphery. The electromagnetic pickup 83b outputs a pulse-like crank angle signal SGCK every time the teeth of the rotor 83a pass in front of the pickup 83b as the crankshaft 15 rotates.
【0036】また、吸気通路25には吸気圧センサ82
が設けられている。この吸気圧センサ82は、真空を基
準とした場合の吸気通路25内の圧力、即ち吸気圧PM
を検出する。An intake pressure sensor 82 is provided in the intake passage 25.
Is provided. The intake pressure sensor 82 detects the pressure in the intake passage 25 based on vacuum, that is, the intake pressure PM.
Is detected.
【0037】更に、図1に示すように、車両Cの後側に
は左右一対の駆動輪200L,200Rが、車両Cの前
側には左右一対の従動輪201L,201Rがそれぞれ
設けられている。左右両駆動輪200L,200Rは、
クラッチ、変速機、ディファレンシャルギヤ等(いずれ
も図示略)を介してエンジン10のクランクシャフト1
5に駆動連結されており、エンジン10の駆動力によっ
て回転駆動されるようになっている。Further, as shown in FIG. 1, a pair of left and right driving wheels 200L and 200R are provided on the rear side of the vehicle C, and a pair of left and right driven wheels 201L and 201R are provided on the front side of the vehicle C. The left and right driving wheels 200L, 200R are:
A crankshaft 1 of the engine 10 via a clutch, a transmission, a differential gear, etc. (all not shown)
5 and is rotationally driven by the driving force of the engine 10.
【0038】一方、左右両従動輪201L,201R
は、車両Cの走行に伴って連れ回りするものであり、ま
た、車両Cの操舵を行うために、図示しないステアリン
グホイールの操作によって作動する操舵輪にもなってい
る。On the other hand, both left and right driven wheels 201L, 201R
The vehicle is driven by the operation of a steering wheel (not shown) in order to steer the vehicle C in accordance with the traveling of the vehicle C.
【0039】各駆動輪200L,200Rには、それら
の回転速度、即ち左駆動輪回転速度VWNRL、右駆動
輪回転速度VWNRRを検出するための駆動輪速度セン
サ202L,202Rがそれぞれ設けられている。ま
た、各従動輪201L,201Rには、それらの回転速
度、即ち左従動輪回転速度VWNFL、右従動輪回転速
度VWNFRを検出するための従動輪速度センサ203
L,203Rがそれぞれ設けられている。これら各速度
センサ202L,202R,203L,203Rはいず
れも、外周に複数の突起を有し、各駆動輪200L,2
00R及び各従動輪201L,201Rとともに回転す
るロータ204と、ピックアップコイル205とによっ
て構成されている。The drive wheels 200L and 200R are provided with drive wheel speed sensors 202L and 202R for detecting their rotational speeds, that is, the left drive wheel rotational speed VWNRL and the right drive wheel rotational speed VWNRR, respectively. A driven wheel speed sensor 203 for detecting the rotational speed of each of the driven wheels 201L and 201R, that is, the left driven wheel rotation speed VWNFL and the right driven wheel rotation speed VWNFR.
L and 203R are provided. Each of these speed sensors 202L, 202R, 203L, 203R has a plurality of protrusions on the outer periphery, and each of the drive wheels 200L, 2L.
00R and a rotor 204 that rotates with the driven wheels 201L and 201R, and a pickup coil 205.
【0040】これら各センサ81〜83,202L,2
02R,203L,203Rは、ECU16に接続され
ている。このECU16は、バスによって接続された、
中央処理装置(CPU)、読出し専用メモリ(RO
M)、ランダムアクセスメモリ(RAM)、バックアッ
プRAM、外部入力回路及び外部出力回路(いずれも図
示略)等によって構成されている。Each of these sensors 81-83, 202L, 2
02R, 203L, and 203R are connected to ECU16. This ECU 16 is connected by a bus,
Central processing unit (CPU), read-only memory (RO
M), a random access memory (RAM), a backup RAM, an external input circuit, an external output circuit (all not shown), and the like.
【0041】ECU16の外部入力回路には、前述した
カム角センサ81、クランク角センサ83、吸気圧セン
サ82、及び各速度センサ202L,202R,203
L,203Rがそれぞれ接続され、同ECU16の外部
出力回路にはOCV60が接続されている。ECU16
は各センサ81〜83,202L,202R,203
L,203Rから外部入力回路に入力された各検出信号
に基づき、エンジン10の回転速度NE、クランクシャ
フト15に対する吸気カムシャフト11の相対的な回転
位相、即ち実変位角VT、及び後述するスリップ率λ等
を算出する。The external input circuit of the ECU 16 includes the cam angle sensor 81, the crank angle sensor 83, the intake pressure sensor 82, and the speed sensors 202L, 202R, and 203 described above.
L and 203R are connected to each other, and an OCV 60 is connected to an external output circuit of the ECU 16. ECU16
Are the sensors 81 to 83, 202L, 202R, 203
L, 203R, based on each detection signal input to the external input circuit, the rotational speed NE of the engine 10, the relative rotational phase of the intake camshaft 11 with respect to the crankshaft 15, ie, the actual displacement angle VT, and the slip ratio described later. λ and the like are calculated.
【0042】例えば、ECU16は、クランク角センサ
83が出力するクランク角信号SGCKのパルス間隔を
計測することにより、単位時間当たりのクランクシャフ
ト15の回転数、即ち、エンジン10の回転速度NEを
算出する。また、ECU16は、カム角信号SGIN
と、クランク角信号SGCKとに基づき、実変位角VT
を算出する。For example, the ECU 16 calculates the number of rotations of the crankshaft 15 per unit time, that is, the rotation speed NE of the engine 10 by measuring the pulse interval of the crank angle signal SGCK output from the crank angle sensor 83. . In addition, the ECU 16 outputs the cam angle signal SGIN
And the actual displacement angle VT based on the crank angle signal SGCK
Is calculated.
【0043】また、ECU16は、電磁ソレノイド79
に対する通電信号のデューティ比DVTを例えば0〜1
00%の間で変更することにより、VVT13の第1圧
力室50及び第2圧力室52に供給される油圧の大きさ
を制御する。そして、ECU16は、このように各圧力
室50,52の油圧を制御することによって、吸気バル
ブ23のバルブタイミングを変更する。The ECU 16 has an electromagnetic solenoid 79.
The duty ratio DVT of the energization signal with respect to
By changing between 00%, the magnitude of the hydraulic pressure supplied to the first pressure chamber 50 and the second pressure chamber 52 of the VVT 13 is controlled. Then, the ECU 16 changes the valve timing of the intake valve 23 by controlling the hydraulic pressure of each of the pressure chambers 50 and 52 in this manner.
【0044】例えば、ECU16は、50%よりも大き
なデューティ比DVTをもって電磁ソレノイド79を通
電制御することにより、スプール75をスプリング78
の付勢力に抗して前方に移動させる。その結果、図3に
示すように、スプール75は「進角位置」に達する。For example, the ECU 16 controls the energization of the electromagnetic solenoid 79 with a duty ratio DVT greater than 50%, so that the spool 75
To move forward against the urging force. As a result, as shown in FIG. 3, the spool 75 reaches the “advanced position”.
【0045】スプール75が「進角位置」に達すると、
タンクポート71及び吐出ポート73間がパセージ77
bにより連通される。その結果、オイルポンプ62から
吐出された油は、吐出通路59及び第1の圧力通路51
を通過して第1圧力室50に供給される。従って、第1
圧力室50内における油圧が上昇する。When the spool 75 reaches the "advanced position",
A passage 77 is provided between the tank port 71 and the discharge port 73.
b. As a result, the oil discharged from the oil pump 62 is discharged to the discharge passage 59 and the first pressure passage 51.
And is supplied to the first pressure chamber 50. Therefore, the first
The oil pressure in the pressure chamber 50 increases.
【0046】一方、スプール75が「進角位置」に達す
ると、吐出ポート74及びリザーバポート72b間はパ
セージ77cにより連通される。その結果、第2圧力室
52内の油は、第2の圧力通路53、ドレン通路58b
を通じてオイルパン18に戻される。従って、第2圧力
室52の油圧が低下する。On the other hand, when the spool 75 reaches the "advanced position", the passage 77c communicates between the discharge port 74 and the reservoir port 72b. As a result, the oil in the second pressure chamber 52 is discharged to the second pressure passage 53 and the drain passage 58b.
Through the oil pan 18. Therefore, the hydraulic pressure of the second pressure chamber 52 decreases.
【0047】その結果、リングギヤ33に作用する第1
圧力室50の油圧に基づく付勢力が、第2圧力室52の
油圧に基づく付勢力よりも大きくなり、リングギヤ33
は吸気カムシャフト11の基端側(図2の右側)ヘ回転
しながら移動する。この際、インナキャップ31には、
同キャップ31をプーリ30に対して相対的に回転させ
る回転力が作用する。その結果、インナキャップ31及
び吸気カムシャフト11は、プーリ30に対して相対回
転する。この相対回転により、プーリ30に対する吸気
カムシャフト11の回転位相が変更され、吸気バルブ2
3のバルブタイミングが現状よりも進角される。As a result, the first gear acting on the ring gear 33
The urging force based on the oil pressure in the pressure chamber 50 becomes larger than the urging force based on the oil pressure in the second pressure chamber 52, and the ring gear 33
Moves while rotating toward the base end side (the right side in FIG. 2) of the intake camshaft 11. At this time, the inner cap 31
A rotational force acts to rotate the cap 31 relatively to the pulley 30. As a result, the inner cap 31 and the intake camshaft 11 rotate relative to the pulley 30. Due to this relative rotation, the rotational phase of the intake camshaft 11 with respect to the pulley 30 is changed, and the intake valve 2
The valve timing of No. 3 is advanced from the present state.
【0048】このように、吸気バルブ23のバルブタイ
ミングを進角させる場合(デューティ比DVT>50
%)にあっては、デューティ比DVTが大きい程、各吐
出ポート73,74においてランド76により閉塞され
る部分が減少して各ポート73,74の開口面積が増加
する。その結果、第1圧力室50に供給される油の量、
及び第2圧力室52から排出される油の量がいずれも増
加し、バルブタイミングを進角させる際の変更速度(以
下、「進角変更速度」という)が増加する。As described above, when the valve timing of the intake valve 23 is advanced (duty ratio DVT> 50)
%), As the duty ratio DVT is larger, the portion of each of the discharge ports 73 and 74 that is closed by the land 76 decreases, and the opening area of each of the ports 73 and 74 increases. As a result, the amount of oil supplied to the first pressure chamber 50,
In addition, the amount of oil discharged from the second pressure chamber 52 increases, and the change speed when the valve timing is advanced (hereinafter, referred to as “advance angle change speed”) increases.
【0049】また、上記のように、スプール75が「進
角位置」に保持され、リングギヤ33が相対的に吸気カ
ムシャフト11の基端側ヘ回転しながら移動すると、や
がてリングギヤ33は、その受圧部33bにおける基端
面がプーリ30の円板部301に当接した位置で停止す
る。このとき、吸気バルブ23のバルブタイミングは最
進角状態となり、吸気カムシャフト11の実変位角VT
は「60°」となる。As described above, when the spool 75 is held at the "advanced position" and the ring gear 33 moves relatively to the base end side of the intake camshaft 11, the ring gear 33 eventually receives its pressure. It stops at the position where the base end surface of the portion 33b contacts the disk portion 301 of the pulley 30. At this time, the valve timing of the intake valve 23 becomes the most advanced state, and the actual displacement angle VT of the intake camshaft 11 is changed.
Is “60 °”.
【0050】これに対して、ECU16は、50%より
も小さいデューティ比DVTをもって電磁ソレノイド7
9を通電制御することにより、スプール75をスプリン
グ78の付勢力によって後方に移動させる。その結果、
図2に示すように、スプール75は「遅角位置」に達す
る。On the other hand, the ECU 16 operates the electromagnetic solenoid 7 with a duty ratio DVT smaller than 50%.
By controlling the energization of 9, the spool 75 is moved backward by the urging force of the spring 78. as a result,
As shown in FIG. 2, the spool 75 reaches the “retard position”.
【0051】スプール75が「遅角位置」に達すると、
タンクポート71及び吐出ポート74間がパセージ77
bにより連通される。その結果、オイルポンプ62から
吐出された油は、吐出通路59及び第2の圧力通路53
を通過して第2圧力室52に供給される。従って、第2
圧力室52の油圧が上昇する。When the spool 75 reaches the "retard position",
A passage 77 is provided between the tank port 71 and the discharge port 74.
b. As a result, the oil discharged from the oil pump 62 is discharged to the discharge passage 59 and the second pressure passage 53.
And is supplied to the second pressure chamber 52. Therefore, the second
The oil pressure in the pressure chamber 52 increases.
【0052】一方、スプール75が「遅角位置」に達す
ると、吐出ポート73及びリザーバポート72a間はパ
セージ77aにより連通される。その結果、第1圧力室
50内の油は、第1の圧力通路51、ドレン通路58a
を通じてオイルパン18に戻される。従って、第1圧力
室50の油圧が低下する。On the other hand, when the spool 75 reaches the "retarded position", the passage 77a communicates between the discharge port 73 and the reservoir port 72a. As a result, the oil in the first pressure chamber 50 is supplied to the first pressure passage 51 and the drain passage 58a.
Through the oil pan 18. Therefore, the oil pressure in the first pressure chamber 50 decreases.
【0053】その結果、リングギヤ33に作用する第2
圧力室52の油圧に基づく付勢力が、第1圧力室50の
油圧に基づく付勢力よりも大きくなり、リングギヤ33
は吸気カムシャフト11の先端側(図2の左側)ヘ回転
しながら移動する。この際、インナキャップ31には、
同キャップ31をプーリ30に対して相対的に回転させ
る回転力が作用する。その結果、インナキャップ31及
び吸気カムシャフト11は、プーリ30に対して相対回
転する。この相対回転により、プーリ30に対する吸気
カムシャフト11の回転位相が変更され、吸気バルブ2
3のバルブタイミングが現状よりも遅角される。As a result, the second gear acting on the ring gear 33
The urging force based on the oil pressure in the pressure chamber 52 becomes larger than the urging force based on the oil pressure in the first pressure chamber 50, and the ring gear 33
Moves while rotating toward the tip end side (left side in FIG. 2) of the intake camshaft 11. At this time, the inner cap 31
A rotational force acts to rotate the cap 31 relatively to the pulley 30. As a result, the inner cap 31 and the intake camshaft 11 rotate relative to the pulley 30. Due to this relative rotation, the rotational phase of the intake camshaft 11 with respect to the pulley 30 is changed, and the intake valve 2
The valve timing of No. 3 is retarded from the current state.
【0054】このように、吸気バルブ23のバルブタイ
ミングを遅角させる場合(デューティ比DVT<50
%)にあっては、デューティ比DVTが小さい程、各吐
出ポート73,74においてランド76により閉塞され
る部分が減少して各ポート73,74の開口面積が増加
する。その結果、第2圧力室52に供給される油の量、
第1圧力室50から排出される油の量がいずれも増加
し、バルブタイミングを遅角させる際の変更速度(以
下、「遅角変更速度」という)が増加する。As described above, when the valve timing of the intake valve 23 is retarded (duty ratio DVT <50)
%), As the duty ratio DVT is smaller, the portion of each of the discharge ports 73 and 74 that is closed by the land 76 decreases, and the opening area of each of the ports 73 and 74 increases. As a result, the amount of oil supplied to the second pressure chamber 52,
The amount of oil discharged from the first pressure chamber 50 increases, and the change speed when the valve timing is retarded (hereinafter, referred to as “retardation change speed”) increases.
【0055】また、上記のように、スプール75が「遅
角位置」に保持され、リングギヤ33が相対的に吸気カ
ムシャフト11の先端側ヘ回転しながら移動すると、や
がてリングギヤ33は、その受圧部33bにおける先端
面がカバー32に当接した位置で停止する。このとき、
吸気バルブ23のバルブタイミングは最遅角状態とな
り、吸気カムシャフト11の実変位角VTは「0°」と
なる。Further, as described above, when the spool 75 is held at the "retarded position" and the ring gear 33 moves relatively to the distal end side of the intake camshaft 11, the ring gear 33 is eventually moved to its pressure receiving portion. It stops at the position where the front end surface at 33 b contacts the cover 32. At this time,
The valve timing of the intake valve 23 becomes the most retarded state, and the actual displacement angle VT of the intake camshaft 11 becomes “0 °”.
【0056】一方、ECU16は、50%のデューティ
比DVT(以下、このデューティ比を「保持デューティ
比DVTH」という)をもって電磁ソレノイド79を通
電制御することにより、スプール75を前記「進角位
置」と「遅角位置」との中間位置に移動させる。その結
果、図4に示すように、スプール75は「保持位置」に
達する。On the other hand, the ECU 16 controls the energization of the electromagnetic solenoid 79 with a duty ratio DVT of 50% (hereinafter, this duty ratio is referred to as “holding duty ratio DVTH”), thereby moving the spool 75 to the “advanced position”. Move to an intermediate position with the "retarded position". As a result, as shown in FIG. 4, the spool 75 reaches the “holding position”.
【0057】スプール75が「保持位置」に達すると、
両吐出ポート73,74は、各ランド76によって閉塞
される。従って、各圧力室50,52に対する油の供
給、及び各圧力室50,52からの油の排出は行われな
い。このため、リングギヤ33は、各圧力室50,52
の油圧により保持された状態で停止する。その結果、吸
気バルブ23のバルブタイミングは現状のタイミングに
保持される。When the spool 75 reaches the "holding position",
Both discharge ports 73 and 74 are closed by each land 76. Accordingly, the supply of oil to the pressure chambers 50 and 52 and the discharge of oil from the pressure chambers 50 and 52 are not performed. For this reason, the ring gear 33 is connected to each of the pressure chambers 50 and 52.
Stops in a state where it is held by the hydraulic pressure. As a result, the valve timing of the intake valve 23 is maintained at the current timing.
【0058】以上説明したように、本実施形態における
VVT13は、吸気バルブ23のバルブタイミングを所
望の変更速度をもって連続的に変更するとともに、所望
のバルブタイミングに保持することができる。As described above, the VVT 13 in the present embodiment can continuously change the valve timing of the intake valve 23 at a desired change speed and can maintain the valve timing at the desired valve timing.
【0059】次に、本実施形態においてバルブタイミン
グ制御を行う際の制御手順について、図5に示すフロー
チャートを参照して説明する。図5は、バルブタイミン
グ制御の処理ルーチン(以下、「バルブタイミング制御
ルーチン」という)における各処理を示す。ECU16
はこのルーチンを所定の制御周期をもって間欠的に実行
する。Next, a control procedure for performing valve timing control in this embodiment will be described with reference to a flowchart shown in FIG. FIG. 5 shows each processing in a processing routine of the valve timing control (hereinafter, referred to as a “valve timing control routine”). ECU16
Executes this routine intermittently with a predetermined control cycle.
【0060】ステップ100において、ECU16は各
種センサ各種センサ81〜83,202L,202R,
203L,203Rからの検出信号に基づき、カム角信
号SGIN、吸気圧PM、クランク角信号SGCK、左
駆動輪回転速度VWNRL、右駆動輪回転速度VWNR
R、左従動輪回転速度VWNFL、右従動輪回転速度V
WNFRをそれぞれ読み込む。In step 100, the ECU 16 determines various sensors 81 to 83, 202L, 202R,
Based on the detection signals from 203L and 203R, cam angle signal SGIN, intake pressure PM, crank angle signal SGCK, left driving wheel rotation speed VWNL, right driving wheel rotation speed VWNR
R, left driven wheel rotation speed VWNFL, right driven wheel rotation speed V
Read WNFR respectively.
【0061】ステップ110において、ECU16は、
クランク角信号SGCKに基づいて回転速度NEを算出
するともに、同クランク角信号SGCK及びカム角信号
SGINに基づいて吸気カムシャフト11の実変位角V
Tを算出する。In step 110, the ECU 16
The rotational speed NE is calculated based on the crank angle signal SGCK, and the actual displacement angle V of the intake camshaft 11 is calculated based on the crank angle signal SGCK and the cam angle signal SGIN.
Calculate T.
【0062】ステップ120において、ECU16は、
回転速度NEと同回転速度NE及び吸気圧PMから求め
られる負荷LDとに基づいて目標変位角VTTを算出す
る。この目標変位角VTTは実変位角VTに関する目標
値である。In step 120, the ECU 16
The target displacement angle VTT is calculated based on the rotation speed NE and the load LD obtained from the rotation speed NE and the intake pressure PM. This target displacement angle VTT is a target value related to the actual displacement angle VT.
【0063】ECU16のROMには、図6に示すよう
な負荷LD及び回転速度NEとこれら各パラメータL
D,NEに対応した目標変位角VTTとの関係を定義す
る関数データが記憶されている。ECU16は目標変位
角VTTの算出に際し、この関数データを参照する。ま
た、この関数データは、実変位角VTが目標変位角VT
Tと一致した場合に、吸気バルブ23のバルブタイミン
グがエンジン10の運転状態に適した時期に設定され、
同エンジン10の出力(トルク)が最大となるように予
め実験等によって決定されている。The ROM of the ECU 16 stores the load LD, the rotational speed NE, and these parameters L as shown in FIG.
Function data that defines the relationship between D and NE and the target displacement angle VTT is stored. The ECU 16 refers to this function data when calculating the target displacement angle VTT. This function data indicates that the actual displacement angle VT is equal to the target displacement angle VT.
T, the valve timing of the intake valve 23 is set to a time suitable for the operating state of the engine 10,
The output (torque) of the engine 10 is determined in advance by experiments or the like so as to maximize the output.
【0064】次に、ステップ130において、ECU1
6は、左右両駆動輪回転速度VWNRL,VWNRRに
基づき、両者の平均値である駆動輪平均回転速度VWN
RMを算出する。同様に、前記左右両従動輪回転速度V
WNFL、VWNFRに基づき、両者の平均値である従
動輪平均回転速度VWNFMを算出する。Next, at step 130, the ECU 1
6 is a driving wheel average rotation speed VWN which is an average value of both the left and right driving wheel rotation speeds VWNRL and VWNRR.
Calculate RM. Similarly, the left and right driven wheel rotation speeds V
Based on WNFL and VWNFR, a driven wheel average rotation speed VWNFM which is an average value of both is calculated.
【0065】ステップ140において、ECU16は以
下の式(1)に基づいてスリップ率λを算出する。 λ=[(VWNRM−VWNFM)/VWNFM]×100 ・・・(1) このスリップ率λは、車両Cのスリップ度合を示すもの
であり、従動輪平均回転速度VWNFMに対して駆動輪
平均回転速度VWNRMが相対的に大きくなるほど大き
な値として算出される。In step 140, the ECU 16 calculates the slip ratio λ based on the following equation (1). λ = [(VWNRM−VWNFM) / VWNFM] × 100 (1) The slip ratio λ indicates the degree of slip of the vehicle C, and is based on the average rotational speed of the driven wheels with respect to the average rotational speed VWNFM of the driven wheels. It is calculated as a larger value as VWRM becomes relatively larger.
【0066】次に、ステップ150において、ECU1
6は目標変位角VTT及び実変位角VTの絶対偏差|V
TT−VT|が判定値β以上であるか否かを判定する。
この判定値βは、実変位角VTが目標変位角VTTと略
等しくなり吸気バルブ23のバルブタイミングを変更す
る必要が無くなったことを判定するための値であり、本
実施形態では「3°」に設定されている。ここで否定判
定された場合、ECU16は処理をステップ170に移
行する。Next, at step 150, the ECU 1
6 is the absolute deviation | V of the target displacement angle VTT and the actual displacement angle VT.
It is determined whether TT−VT | is greater than or equal to a determination value β.
This determination value β is a value for determining that the actual displacement angle VT is substantially equal to the target displacement angle VTT, and it is no longer necessary to change the valve timing of the intake valve 23. In the present embodiment, “3 °” is used. Is set to If a negative determination is made here, the ECU 16 shifts the processing to step 170.
【0067】ステップ170において、ECU16はバ
ルブタイミングを現状のタイミングに保持すべくデュー
ティ比DVTを前述した保持デューティ比DVTHに設
定する。In step 170, the ECU 16 sets the duty ratio DVT to the above-described holding duty ratio DVTH so as to hold the valve timing at the current timing.
【0068】これに対して、ステップ150において肯
定判定された場合、ECU16は処理をステップ160
に移行する。このステップ160において、ECU16
はスリップ率λと、目標変位角VTT及び実変位角の偏
差(VTT−VT)とに基づいてデューティ比DVTを
算出する。On the other hand, if the determination in step 150 is affirmative, the ECU 16 proceeds to step 160.
Move to In this step 160, the ECU 16
Calculates the duty ratio DVT based on the slip ratio λ and the deviation (VTT−VT) between the target displacement angle VTT and the actual displacement angle.
【0069】ECU16のROMには、図7に示すよう
なスリップ率λ及び偏差(VTT−VT)と、デューテ
ィ比DVTとの関係を定義する関数データが記憶されて
いる。ECU16はデューティ比DVTの算出に際し、
この関数データを参照する。The ROM of the ECU 16 stores function data that defines the relationship between the duty ratio DVT and the slip ratio λ and the deviation (VTT−VT) as shown in FIG. The ECU 16 calculates the duty ratio DVT by
Refer to this function data.
【0070】同図に示す実線は、例えば、スリップ率λ
が「0」の場合、即ち、車両Cがスリップ状態にない場
合におけるデューティ比DVTと偏差(VTT−VT)
との関係を示す特性線であり、一点鎖線及び二点鎖線は
それぞれこの順でスリップ率λが大きくなった場合にお
けるデューティ比DVTと偏差(VTT−VT)との関
係を示す特性線である。尚、これら各特性線は、スリッ
プ率λとデューティ比DVTとの関係の一例を示すもの
であり、本実施形態において、デューティ比DVTはス
リップ率λに応じて連続的に変化する。The solid line shown in FIG.
Is “0”, that is, the duty ratio DVT and the deviation (VTT−VT) when the vehicle C is not in the slip state.
The dashed-dotted line and the two-dot dashed line indicate the relationship between the duty ratio DVT and the deviation (VTT-VT) when the slip ratio λ increases in this order. These characteristic lines show an example of the relationship between the slip ratio λ and the duty ratio DVT. In the present embodiment, the duty ratio DVT changes continuously according to the slip ratio λ.
【0071】これら各特性線に示されるように、本実施
形態においては、偏差(VTT−VT)が正領域((V
TT−VT)>0)にある場合、即ち、実変位角VTを
進角させる必要がある場合にあっては、スリップ率λが
大きいほどデューティ比DVTが相対的に小さく設定さ
れる。従って、実変位角VTを進角させる際の進角変更
速度は、スリップ率λが大きいほど小さい速度に設定さ
れることになる。As shown by these characteristic lines, in the present embodiment, the deviation (VTT-VT) is in the positive region ((V
If (TT−VT)> 0), that is, if the actual displacement angle VT needs to be advanced, the duty ratio DVT is set to be relatively smaller as the slip ratio λ is larger. Therefore, the advance angle changing speed when the actual displacement angle VT is advanced is set to a smaller speed as the slip ratio λ is larger.
【0072】一方、偏差(VTT−VT)が負領域
((VTT−VT)<0)にある場合、即ち、実変位角
VTを遅角させる必要がある場合にあっては、スリップ
率λが大きいほどデューティ比DVTが相対的に大きく
設定される。従って、実変位角VTを遅角させる際の遅
角変更速度は前記進角変更速度と同様、スリップ率λが
大きいほど小さい速度に設定されることになる。On the other hand, when the deviation (VTT-VT) is in the negative region ((VTT-VT) <0), that is, when it is necessary to retard the actual displacement angle VT, the slip ratio λ The duty ratio DVT is set to be relatively large as the value becomes larger. Therefore, the retardation change speed at the time of retarding the actual displacement angle VT is set to a smaller value as the slip ratio λ is larger, similarly to the advance angle change speed.
【0073】更に、本実施形態では、各特性線から明ら
かなように、進角変更速度及び遅角変更速度はいずれ
も、偏差(VTT−VT)が大きいほど大きい速度に設
定される。Further, in this embodiment, as is clear from each characteristic line, the advance angle change speed and the retard angle change speed are both set to be larger as the deviation (VTT-VT) is larger.
【0074】上記ステップ160及びステップ170に
おいてデューティ比DVTを所定の大きさに設定した
後、ECU16は処理をステップ180に移行する。そ
して、ステップ180において、ECU16はOCV6
0(電磁ソレノイド79)を上記ステップ160或いは
ステップ170で設定したデューティ比DVTに基づい
て通電制御することにより、吸気バルブ23のバルブタ
イミングを所定の変更速度をもって目標変位角VTTに
応じた時期に一致するように変更する。このステップ1
80の処理を実行した後、ECU16は本ルーチンにお
ける処理を一旦終了する。After setting the duty ratio DVT to a predetermined value in steps 160 and 170, the ECU 16 shifts the processing to step 180. Then, in step 180, the ECU 16 sets the OCV6
By controlling the energization of the solenoid valve 79 (electromagnetic solenoid 79) based on the duty ratio DVT set in step 160 or step 170, the valve timing of the intake valve 23 coincides with a timing corresponding to the target displacement angle VTT with a predetermined change speed. Change to This step 1
After executing the processing of 80, the ECU 16 once ends the processing of this routine.
【0075】次に、本実施形態におけるバルブタイミン
グの制御態様について、車両Cを定常走行状態から加速
させる場合を例にして説明する。図8はこの場合におけ
る目標変位角VTT及び実変位角VTの各変化を示すタ
イミングチャートである。Next, the control mode of the valve timing in the present embodiment will be described by taking as an example a case where the vehicle C is accelerated from a steady running state. FIG. 8 is a timing chart showing changes in the target displacement angle VTT and the actual displacement angle VT in this case.
【0076】同図に示すタイミングt0〜t1の期間で
は、車両Cは定常走行状態にあるため、実変位角VTは
目標変位角VTTと一致している。従って、デューティ
比DVTは保持デューティ比DVTH(50%)に保持
されていることから実変位角VTは変化しない。In the period from the timing t0 to the timing t1 shown in the figure, the vehicle C is in a steady running state, and the actual displacement angle VT coincides with the target displacement angle VTT. Therefore, since the duty ratio DVT is held at the holding duty ratio DVTH (50%), the actual displacement angle VT does not change.
【0077】次に、タイミングt1において、車両Cが
定常走行状態から加速状態に移行すると、同図の二点鎖
線に示すように、目標変位角VTTが現状の値VTT1
から進角側の値に変更される。このように、加速時にお
いて目標変位角VTTが進角されるのは、吸気バルブ2
3の開弁時期が早めてバルブオーバラップ期間を増大す
ることにより、エンジン出力を増大させることができる
からである。Next, when the vehicle C shifts from the steady running state to the acceleration state at the timing t1, the target displacement angle VTT is changed to the current value VTT1 as shown by the two-dot chain line in FIG.
To the value on the advance side. Thus, the reason why the target displacement angle VTT is advanced during acceleration is that the intake valve 2
This is because the engine output can be increased by increasing the valve overlap period earlier in the valve opening timing of No. 3.
【0078】また、このように目標変位角VTTが変更
されるのは、タイミングt1以前に車両Cの運転者によ
るアクセルペダルの踏み込みに応じて、回転速度NEが
増加するとともに吸気圧PMが減少する結果である。従
って、タイミングt1時点では既にエンジンの出力は増
大傾向にある。ここで、タイミングt1において、この
ようなエンジン出力の増大によって車両Cがスリップ状
態になり、スリップ率λが「0」以上の値に増加したも
のとする。The reason why the target displacement angle VTT is changed in this way is that the rotation speed NE increases and the intake pressure PM decreases in response to the depression of the accelerator pedal by the driver of the vehicle C before the timing t1. The result. Therefore, the output of the engine already tends to increase at the timing t1. Here, at timing t1, it is assumed that the vehicle C enters a slip state due to such an increase in engine output, and the slip ratio λ increases to a value equal to or greater than “0”.
【0079】図8に示す実線は、目標変位角VTTに伴
って変化する実変位角VTを示している。また、同図の
破線は、本実施形態とは異なり、スリップ率λの大きさ
を考慮することなく、目標変位角VTTと実変位角VT
との偏差(VTT−VT)のみに基づいてデューティ比
DVTを算出した場合における実変位角VTの変化を比
較例として示している。The solid line shown in FIG. 8 indicates the actual displacement angle VT that changes with the target displacement angle VTT. Also, unlike the present embodiment, the broken lines in the figure show the target displacement angle VTT and the actual displacement angle VT without considering the magnitude of the slip ratio λ.
The change of the actual displacement angle VT when the duty ratio DVT is calculated based only on the deviation (VTT-VT) from the actual displacement angle VT is shown as a comparative example.
【0080】本実施形態では、デューティ比DVTがス
リップ率λに応じて算出されるため、同デューティ比D
VTが上記比較例に対して相対的に小さい値に設定され
る。従って、本実施形態おいては、実変位角VTの増加
速度、即ち、バルブタイミングの変更速度が比較例と比
べて小さくなる。その結果、本実施形態によれば、車両
スリップ時において、バルブタイミングの変更に伴うエ
ンジン出力の急激な変化が抑制されるようになり、同バ
ルブタイミングの変更に伴う走行安定性の悪化を防止す
ることができる。In the present embodiment, the duty ratio DVT is calculated according to the slip ratio λ.
VT is set to a relatively small value with respect to the comparative example. Therefore, in the present embodiment, the increasing speed of the actual displacement angle VT, that is, the changing speed of the valve timing is smaller than in the comparative example. As a result, according to the present embodiment, at the time of vehicle slip, a sudden change in engine output due to a change in valve timing is suppressed, and deterioration in running stability due to the change in valve timing is prevented. be able to.
【0081】また、図8に示す一点鎖線は、スリップ率
λが更に大きくなった場合における実変位角VTの変化
を示している。この場合には、バルブタイミングの変更
速度が相対的に更に小さく設定される。一般に、スリッ
プ率λが大きいほど、エンジン出力の変動が車両Cの走
行性に対して与える影響が大きくなり、車両Cの走行性
がより不安定になる傾向がある。Further, the alternate long and short dash line shown in FIG. 8 indicates a change in the actual displacement angle VT when the slip ratio λ is further increased. In this case, the changing speed of the valve timing is set relatively smaller. In general, the larger the slip ratio λ, the greater the effect of fluctuations in engine output on the traveling performance of the vehicle C, and the more likely the traveling performance of the vehicle C becomes more unstable.
【0082】この点、本実施形態によれば、上記のよう
にスリップ率λが大きくバルブタイミングの変更に伴う
車両走行性の不安定化が懸念される場合でも、スリップ
率λに応じてバルブタイミングの変更速度がより小さい
速度に変更されるため、車両走行性の悪化をより確実に
防止することができる。In this regard, according to the present embodiment, even when the slip ratio λ is large as described above and there is a concern that the vehicle traveling performance may become unstable due to a change in the valve timing, the valve timing may be adjusted according to the slip ratio λ. Is changed to a lower speed, it is possible to more reliably prevent the deterioration of the vehicle traveling performance.
【0083】これに対して、車両Cがスリップ状態にな
い場合や、スリップ率λが比較的小さい場合には、相対
的にバルブタイミングの変更速度が大きい速度に設定さ
れる。このため、実変位角VTは短時間で目標変位角V
TTに収束するようになる。その結果、本実施形態によ
れば、バルブタイミングを速やかに目標のタイミングと
一致させることができ、バルブタイミングを変更する際
における応答性が不必要に低下することを防止すること
ができる。On the other hand, when the vehicle C is not in the slip state or when the slip ratio λ is relatively small, the speed at which the valve timing is changed is set to a relatively high speed. For this reason, the actual displacement angle VT becomes the target displacement angle V in a short time.
It converges to TT. As a result, according to the present embodiment, the valve timing can be quickly matched with the target timing, and the responsiveness when changing the valve timing can be prevented from being unnecessarily reduced.
【0084】また、本実施形態では、目標変位角VTT
と実変位角VTとの絶対偏差|VTT−VT|が大きい
ほど、バルブタイミングを変更する際の変更速度を大き
くするようにしている。また、偏差(VTT−VT)が
判定値β未満になった場合には、デューティ比DVTを
保持デューティ比DVTHに保持してバルブタイミング
の変更動作を停止するようにしている。従って、実変位
角VTを目標変位角VTTに収束させる際の収束性が向
上するとともに、実変位角VTが目標変位角VTT近傍
で変動するハンチング現象の発生が抑制される。その結
果、本実施形態によれば、バルブタイミング制御におけ
る良好な制御性を確保することができる。In this embodiment, the target displacement angle VTT
The larger the absolute deviation | VTT−VT | between the actual displacement angle VT and the actual displacement angle VT, the greater the change speed when changing the valve timing. When the deviation (VTT-VT) becomes smaller than the determination value β, the duty ratio DVT is held at the holding duty ratio DVTH, and the operation of changing the valve timing is stopped. Therefore, the convergence when the actual displacement angle VT converges to the target displacement angle VTT is improved, and the occurrence of the hunting phenomenon in which the actual displacement angle VT fluctuates near the target displacement angle VTT is suppressed. As a result, according to the present embodiment, good controllability in valve timing control can be ensured.
【0085】尚、本実施形態における効果について、車
両Cを定常走行状態から加速させる場合を例にして説明
したが、これら効果は、車両Cの加速時に限らず、例え
ば、車両Cを減速させる際にバルブタイミングを遅角さ
せる場合にあっても同様に奏せられるものである。The effects of this embodiment have been described by taking as an example the case where the vehicle C is accelerated from a steady running state. However, these effects are not limited to the case where the vehicle C is accelerated. The same effect can be obtained when the valve timing is retarded.
【0086】以上説明した本実施形態における効果を総
括的に列記する。 ・車両スリップ時において、バルブタイミングの変更に
伴う走行安定性の悪化を防止することができる。The effects of the present embodiment described above are listed as a whole. -When the vehicle slips, it is possible to prevent the running stability from being deteriorated due to the change of the valve timing.
【0087】・バルブタイミングを変更する際における
応答性が不必要に低下することを防止することができ
る。 ・バルブタイミング制御における良好な制御性を確保す
ることができる。It is possible to prevent unnecessary reduction in responsiveness when changing the valve timing. -Good controllability in valve timing control can be ensured.
【0088】[第2の実施形態]次に、本発明を具体化
した第2の実施形態について説明する。以下の説明にお
いて、上記第1の実施形態と同等の構成については同一
の符号を付すことによりその説明を省略する。[Second Embodiment] Next, a second embodiment of the present invention will be described. In the following description, the same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
【0089】本実施形態では、スリップ率λに応じて目
標変位角VTTを補正するようにしている点が上記第1
の実施形態と異なっている。以下、本実施形態において
バルブタイミング制御を行う際の制御手順について、図
9に示すフローチャートを参照して説明する。図9は、
このバルブタイミング制御の処理ルーチン(以下、「バ
ルブタイミング制御ルーチン」という)における各処理
を示す。ECU16はこのルーチンを所定の制御周期を
もって間欠的に実行する。尚、図9に示すバルブタイミ
ング制御ルーチンにおいて、図5に示す各処理と同一の
ステップ番号を付した処理については、第1の実施形態
と同様の処理が行われるものとして説明を省略する。The first embodiment is characterized in that the target displacement angle VTT is corrected according to the slip ratio λ.
Is different from the embodiment. Hereinafter, a control procedure when performing valve timing control in the present embodiment will be described with reference to a flowchart shown in FIG. FIG.
Each processing in the valve timing control processing routine (hereinafter, referred to as “valve timing control routine”) will be described. The ECU 16 executes this routine intermittently at a predetermined control cycle. Note that, in the valve timing control routine shown in FIG. 9, the processes having the same step numbers as those shown in FIG. 5 are the same as those in the first embodiment, and the description thereof will be omitted.
【0090】本制御ルーチンにおいて、ステップ100
〜140の各処理を実行した後、ECU16は処理をス
テップ141に移行する。このステップ141におい
て、ECU16はスリップ率λに応じて目標変位角補正
値VTTKを算出する。ECU16のROMには、図1
0に示すようなスリップ率λと目標変位角補正値VTT
Kとの関係を定義する関数データが記憶されている。E
CU16は目標変位角補正値VTTKの算出に際し、こ
の関数データを参照する。この目標変位角補正値VTT
Kは、エンジン出力を低下すべく目標変位角VTTを遅
角側の値に補正するためのものであり、本実施形態にお
いては、図10に示すように、目標変位角補正値VTT
Kは、スリップ率λが負の値(λ<0)である場合には
「0」に設定され、同スリップ率λが「0」より大きく
なるほど大きく設定される。In this control routine, step 100
After executing the processing of steps 140 to 140, the ECU 16 shifts the processing to step 141. In step 141, the ECU 16 calculates the target displacement angle correction value VTTK according to the slip ratio λ. In the ROM of the ECU 16, FIG.
0 and the target displacement angle correction value VTT as shown in FIG.
Function data that defines the relationship with K is stored. E
The CU 16 refers to this function data when calculating the target displacement angle correction value VTTK. This target displacement angle correction value VTT
K is for correcting the target displacement angle VTT to a value on the retard side to reduce the engine output. In the present embodiment, as shown in FIG. 10, the target displacement angle correction value VTT is used.
K is set to “0” when the slip ratio λ is a negative value (λ <0), and is set to be larger as the slip ratio λ becomes larger than “0”.
【0091】次に、ステップ142において、ECU1
6は目標変位角VTTから目標変位角補正値VTTKを
減算した偏差(VTT−VTTK)が「0」以上である
か否かを判定する。ここで、肯定判定された場合、EC
U16は処理をステップ143に移行する。Next, at step 142, the ECU 1
6 determines whether a deviation (VTT−VTTK) obtained by subtracting the target displacement angle correction value VTTK from the target displacement angle VTT is “0” or more. Here, if a positive determination is made, EC
U16 shifts the processing to step 143.
【0092】ステップ143において、ECU16は目
標変位角VTTから目標変位角補正値VTTKを減算し
た値を新たな目標変位角VTTとして設定する。一方、
ステップ142において否定判定された場合、ECU1
6は処理をステップ144に移行する。ステップ144
において、ECU16は目標変位角VTTを「0°」に
設定する。In step 143, the ECU 16 sets a value obtained by subtracting the target displacement angle correction value VTTK from the target displacement angle VTT as a new target displacement angle VTT. on the other hand,
If a negative determination is made in step 142, the ECU 1
6 shifts the processing to step 144. Step 144
In, the ECU 16 sets the target displacement angle VTT to “0 °”.
【0093】各ステップ143,144の処理において
目標変位角補正値VTTKに基づいて目標変位角VTT
を補正した後、ECU16はステップ150以降の各処
理を実行する。In the processing of steps 143 and 144, the target displacement angle VTT is calculated based on the target displacement angle correction value VTTK.
Is corrected, the ECU 16 executes the processing of step 150 and subsequent steps.
【0094】上記のように、本実施形態では、第1の実
施形態と同様、スリップ率λに応じてバルブタイミング
の変更速度を変更するとともに、車両Cがスリップ状態
にある場合に目標変位角補正値VTTKに基づいて目標
変位角VTTを遅角側の値に補正するようにしている。
また、この際に、スリップ率λが大きいほど目標変位角
補正値VTTKを相対的に大きく設定して同目標変位角
VTTをより遅角側の値に変更するようにしている。従
って、車両Cがスリップ状態にある場合には、バルブオ
ーバラップ期間が短縮され、スリップ状態にない場合と
比較してエンジン出力が減少するため、車両Cのスリッ
プ度合が低減される。更に、スリップ率λが相対的に大
きい場合には、エンジン出力がより低く抑えられる一方
で、スリップ率λが相対的に小さい場合には、目標変位
角補正値VTTKが小さく設定され、運転状態に適した
より大きいエンジン出力が得られる。As described above, in the present embodiment, as in the first embodiment, the change speed of the valve timing is changed according to the slip ratio λ, and the target displacement angle correction is performed when the vehicle C is in the slip state. The target displacement angle VTT is corrected to a value on the retard side based on the value VTTK.
At this time, the larger the slip ratio λ, the larger the target displacement angle correction value VTTK is set to change the target displacement angle VTT to a value on the more retard side. Therefore, when the vehicle C is in the slip state, the valve overlap period is shortened, and the engine output is reduced as compared with the case where the vehicle C is not in the slip state, so that the degree of slip of the vehicle C is reduced. Further, when the slip ratio λ is relatively large, the engine output is suppressed to a lower value. On the other hand, when the slip ratio λ is relatively small, the target displacement angle correction value VTTK is set to a small value. Suitable larger engine power is obtained.
【0095】その結果、本実施形態によれば、第1の実
施形態と同等の効果に加え、エンジン出力を不必要に低
下させることなく、バルブタイミングの変更に伴う走行
安定性の悪化を更に防止することができる。ここで、本
実施形態とは異なり、バルブタイミングの変更速度を変
更せず、目標変位角VTTを遅角側の値に変更するだけ
でもエンジン出力を低下させてスリップ度合を低減する
ことができる。しかしながら、このような構成を採用し
た場合には、バルブタイミングの変更に伴うエンジン出
力の急激な変動によって、車両Cの挙動が不安定となる
おそれがある。この点、本実施形態によれば、目標変位
角VTT及びバルブタイミングの変更速度の双方をスリ
ップ率λに応じて変更するようにしているため、車両C
の走行安定性を確実に向上させることができる。As a result, according to this embodiment, in addition to the same effects as those of the first embodiment, the deterioration of the running stability due to the change of the valve timing is further prevented without unnecessarily lowering the engine output. can do. Here, unlike the present embodiment, the engine output can be reduced and the degree of slip can be reduced only by changing the target displacement angle VTT to a value on the retard side without changing the changing speed of the valve timing. However, when such a configuration is adopted, the behavior of the vehicle C may become unstable due to a rapid change in the engine output accompanying a change in the valve timing. In this regard, according to the present embodiment, since both the target displacement angle VTT and the change speed of the valve timing are changed according to the slip ratio λ, the vehicle C
The traveling stability of the vehicle can be reliably improved.
【0096】尚、上記各実施形態は以下のように構成を
変更して実施することもできる。 ・上記各実施形態において、バルブタイミング可変機構
(VVT13)はリングギヤ33を吸気カムシャフト1
1の軸方向に油圧によって移動させることにより、吸気
バルブ23のバルブタイミングを変更するようにした
が、このバルブタイミング可変機構はこの構成に限定さ
れるものではなく、吸気バルブ23のバルブタイミング
を変更することができるものであればいかなる構成のも
のを採用してもよい。Each of the above embodiments can be implemented by changing the configuration as follows. In each of the above-described embodiments, the variable valve timing mechanism (VVT13) connects the ring gear 33 to the intake camshaft 1
The valve timing of the intake valve 23 is changed by moving the intake valve 23 in the axial direction by hydraulic pressure. However, the variable valve timing mechanism is not limited to this configuration, and the valve timing of the intake valve 23 is changed. Any configuration may be adopted as long as the configuration can be performed.
【0097】例えば、図11は、ロータリー式のバルブ
タイミング可変機構を示している。このロータリー式の
バルブタイミング可変機構(VVT)100は、略十字
状をなすベーン体101と同ベーン体101に対して相
対回転可能なロータ102とを有している。ベーン体1
01は、吸気カムシャフト(図示略)に固定されてお
り、同シャフトと一体に回転する。また、ロータ102
の外周には複数の歯105が形成されており、この歯1
05にはタイミングチェーン(図示略)が掛けられる。
タイミングチェーンは、クランクシャフトのスプロケッ
ト(いずれも図示略)に掛けられており、ロータ102
には、このクランクシャフト(図示略)の回転力が伝達
される。For example, FIG. 11 shows a rotary type variable valve timing mechanism. The rotary variable valve timing mechanism (VVT) 100 has a substantially cross-shaped vane body 101 and a rotor 102 rotatable relative to the vane body 101. Vane body 1
Reference numeral 01 is fixed to an intake camshaft (not shown), and rotates integrally with the intake camshaft. Also, the rotor 102
A plurality of teeth 105 are formed on the outer periphery of the
A timing chain (not shown) is applied to 05.
The timing chain is hung on a sprocket of a crankshaft (both not shown), and a rotor 102
, The rotational force of this crankshaft (not shown) is transmitted.
【0098】また、ベーン体101は吸気カムシャフト
の径方向に延びる4つのベーン103を備えており、こ
れら各ベーン103は、ロータ102の内周に形成され
た4つの凹部104内にそれぞれ配置されている。そし
て、各凹部104内において、各ベーン103の両側に
は第1圧力室105及び第2圧力室106がそれぞれ形
成されている。この第1圧力室105は、上記各実施形
態における第1圧力室50と同様、吸気バルブのバルブ
タイミングを進角させる機能を有している。一方、第2
圧力室106は、上記各実施形態における第2圧力室5
2と同様、吸気バルブのバルブタイミングを遅角させる
機能を有している。これら各圧力室105,106には
OCV(図示略)を介してオイルポンプ(図示略)から
オイルパン(図示略)の油が圧送される。The vane body 101 has four vanes 103 extending in the radial direction of the intake camshaft. Each of the vanes 103 is disposed in four recesses 104 formed on the inner periphery of the rotor 102. ing. In each recess 104, a first pressure chamber 105 and a second pressure chamber 106 are formed on both sides of each vane 103, respectively. The first pressure chamber 105 has a function of advancing the valve timing of the intake valve similarly to the first pressure chamber 50 in each of the above embodiments. On the other hand, the second
The pressure chamber 106 is the second pressure chamber 5 in each of the above embodiments.
Like the second embodiment, the intake valve has a function of delaying the valve timing of the intake valve. Oil from an oil pump (not shown) is pressure-fed to these pressure chambers 105 and 106 from an oil pump (not shown) via an OCV (not shown).
【0099】ECU(図示略)は、OCVを制御して各
圧力室105,106内の油圧を調節する。そして、E
CUは、各圧力室105,106の圧力差に応じて、ベ
ーン体101をロータ102に対して相対回転させるこ
とにより、吸気バルブ23のバルブタイミングを所定の
タイミングに変更する。An ECU (not shown) controls the OCV to adjust the oil pressure in each of the pressure chambers 105 and 106. And E
The CU changes the valve timing of the intake valve 23 to a predetermined timing by rotating the vane body 101 relative to the rotor 102 according to the pressure difference between the pressure chambers 105 and 106.
【0100】上記各実施形態におけるVVT13に替え
て、上記のような構成を有したロータリー式のVVT1
00を採用することも可能である。・上記各実施形態で
は、吸気カムシャフト11にVVT13を設け、同VV
T13により吸気バルブ23のバルブタイミングを変更
するようにした。これに対して、排気カムシャフト12
にVVTを設け、同VVTにより排気バルブ24のバル
ブタイミングを変更するようにしたり、或いは、各カム
シャフト11,12にVVTをそれぞれ設け、これら各
VVTにより吸気バルブ23及び排気バルブ24の双方
のバルブタイミングを変更するようにしてもよい。Instead of the VVT 13 in each of the above embodiments, the rotary VVT 1 having the above-described configuration is used.
It is also possible to adopt 00. In the above embodiments, the intake camshaft 11 is provided with the VVT 13 and
The valve timing of the intake valve 23 is changed by T13. In contrast, the exhaust camshaft 12
A VVT is provided, and the valve timing of the exhaust valve 24 is changed by the VVT. Alternatively, a VVT is provided on each of the camshafts 11 and 12, and both of the intake valve 23 and the exhaust valve 24 are provided by the respective VVT. The timing may be changed.
【0101】・上記各実施形態では、スリップ率λに応
じて実変位角VTの変更速度、即ち、バルブタイミング
の変更速度を連続的に変更するようにした。これに対し
て、例えば、スリップ率λの大きさを検出し、同スリッ
プ率λが所定の判定値以上になった場合にのみ、バルブ
タイミングの変更速度を通常よりも小さく設定するよう
にしてもよい。In the above embodiments, the changing speed of the actual displacement angle VT, that is, the changing speed of the valve timing is continuously changed according to the slip ratio λ. On the other hand, for example, the magnitude of the slip ratio λ is detected, and only when the slip ratio λ is equal to or more than a predetermined determination value, the valve timing change speed is set to be smaller than usual. Good.
【0102】[0102]
【発明の効果】請求項1記載の発明では、スリップ状態
が検出されるときに、バルブタイミングの変更速度を低
下させるようにしている。従って、バルブタイミングの
変更に伴う機関出力の急激な変化が抑制される。その結
果、この発明によれば、車両がスリップ状態にある場合
に、バルブタイミングの変更に伴う走行安定性の悪化を
防止することができる。According to the first aspect of the invention, when the slip state is detected, the speed of changing the valve timing is reduced. Therefore, a rapid change in engine output due to a change in valve timing is suppressed. As a result, according to the present invention, when the vehicle is in the slip state, it is possible to prevent the running stability from being deteriorated due to the change in the valve timing.
【0103】請求項2記載の発明では、スリップ率が大
きいほど、バルブタイミングの変更速度を小さい速度に
変更するようにしている。従って、スリップ率が相対的
に大きい場合には、バルブタイミングの変更速度がより
小さい速度に設定されるため、機関出力の急激な変化が
更に抑制され、同スリップ率が相対的に小さい場合に
は、バルブタイミングの変更速度がより大きい速度に変
更されるため、バルブタイミングが速やかに目標値と一
致するようになる。その結果、この発明によれば、車両
がスリップ状態にある場合に、バルブタイミングを変更
する際における応答性を不必要に低下させることなく、
その変更に伴う走行安定性の悪化を更に防止することが
できる。According to the second aspect of the invention, as the slip ratio increases, the valve timing change speed is changed to a smaller speed. Therefore, when the slip ratio is relatively large, the change speed of the valve timing is set to a smaller speed, so that a rapid change in the engine output is further suppressed, and when the slip ratio is relatively small, Since the change speed of the valve timing is changed to a higher speed, the valve timing quickly matches the target value. As a result, according to the present invention, when the vehicle is in the slip state, the responsiveness when changing the valve timing is not unnecessarily reduced,
It is possible to further prevent deterioration of running stability due to the change.
【0104】請求項3記載の発明では、スリップ状態が
検出されるときには、同スリップ状態が検出されない場
合と比較して相対的に機関出力が小さくなるようにバル
ブタイミングに関する目標値を補正するようにしてい
る。従って、目標値に応じた機関出力が低く抑えられる
ことから、車両のスリップ度合が低減される。その結
果、この発明によれば、車両がスリップ状態にある場合
に、バルブタイミングの変更に伴う走行安定性の悪化を
更に確実に防止することができる。According to the third aspect of the present invention, when the slip state is detected, the target value relating to the valve timing is corrected so that the engine output becomes relatively smaller than when the slip state is not detected. ing. Therefore, since the engine output according to the target value is kept low, the degree of slip of the vehicle is reduced. As a result, according to the present invention, when the vehicle is in the slip state, it is possible to more reliably prevent the deterioration of the running stability due to the change of the valve timing.
【0105】請求項4記載の発明では、スリップ率が大
きいほど、機関出力が相対的に小さくなるようにバルブ
タイミングに関する目標値を補正するようにしている。
従って、スリップ率が相対的に大きい場合には、目標値
に応じた機関出力がより小さくなるため、車両のスリッ
プ度合が更に低減され、スリップ率が相対的に小さい場
合には、目標値に応じた機関出力がより大きくなるた
め、機関運転状態により適した機関出力が得られる。そ
の結果、この発明によれば、車両がスリップ状態にある
場合に、機関出力を不必要に低下させることなく、その
変更に伴う走行安定性の悪化を更に防止することができ
る。According to the fourth aspect of the present invention, the target value relating to the valve timing is corrected so that the engine output becomes relatively smaller as the slip ratio becomes larger.
Therefore, when the slip ratio is relatively large, the engine output according to the target value becomes smaller, so that the degree of slip of the vehicle is further reduced, and when the slip ratio is relatively small, the engine output according to the target value is reduced. Since the engine output becomes larger, an engine output more suitable for the engine operating state can be obtained. As a result, according to the present invention, when the vehicle is in the slip state, it is possible to further prevent the deterioration of the running stability due to the change without unnecessarily reducing the engine output.
【図1】第1の実施形態におけるエンジン等を示す概略
構成図。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an engine and the like in a first embodiment.
【図2】吸気カムシャフト及びVVTを示す断面図。FIG. 2 is a sectional view showing an intake camshaft and a VVT.
【図3】スプールが進角位置に配置された状態を示すO
CVの断面図。FIG. 3 is a diagram illustrating an O state in which a spool is disposed at an advanced position.
Sectional drawing of CV.
【図4】スプールが保持位置に配置された状態を示すO
CVの断面図。FIG. 4 illustrates a state in which the spool is located at a holding position.
Sectional drawing of CV.
【図5】第1の実施形態におけるバルブタイミング制御
の制御手順を示すフローチャート。FIG. 5 is a flowchart showing a control procedure of valve timing control in the first embodiment.
【図6】負荷及び回転速度と目標変位角との関係を示す
グラフ。FIG. 6 is a graph showing a relationship between a load, a rotation speed, and a target displacement angle.
【図7】スリップ率及び目標変位角と実変位角との偏差
と、デューティ比との関係を示すグラフ。FIG. 7 is a graph showing a relationship between a slip ratio, a deviation between a target displacement angle and an actual displacement angle, and a duty ratio.
【図8】目標変位角及び実変位角の各変化を示すタイミ
ングチャート。FIG. 8 is a timing chart showing changes in a target displacement angle and an actual displacement angle.
【図9】第2の実施形態におけるバルブタイミング制御
の制御手順を示すフローチャート。FIG. 9 is a flowchart illustrating a control procedure of valve timing control according to the second embodiment.
【図10】スリップ率と目標変位角補正値との関係を示
すグラフ。FIG. 10 is a graph showing a relationship between a slip ratio and a target displacement angle correction value.
【図11】VVTの構成変更例を示す断面図。FIG. 11 is a sectional view showing an example of a configuration change of a VVT.
10…エンジン、13…VVT、16…ECU、23…
吸気バルブ、24…排気バルブ、202L,202R…
駆動輪速度センサ、203L,203R…従動輪速度セ
ンサ、C…車両。10 ... engine, 13 ... VVT, 16 ... ECU, 23 ...
Intake valve, 24 ... Exhaust valve, 202L, 202R ...
Drive wheel speed sensors, 203L, 203R: driven wheel speed sensors, C: vehicle.
Claims (4)
及び排気バルブの少なくとも一方のバルブタイミングを
変更するバルブタイミング可変機構と、前記内燃機関の
運転状態に応じて前記バルブタイミングに関する目標値
を算出する算出手段と、当該算出される目標値と一致す
るように前記バルブタイミングを変更すべく前記バルブ
タイミング可変機構を駆動制御する制御手段とを備えた
内燃機関のバルブタイミング制御装置において、 前記車両のスリップ状態を検出する検出手段を更に備え
るとともに、前記制御手段は、前記スリップ状態が検出
されるときに前記バルブタイミングの変更速度を低下さ
せるものであることを特徴とする内燃機関のバルブタイ
ミング制御装置。A variable valve timing mechanism for changing at least one of an intake valve and an exhaust valve of an internal combustion engine mounted on a vehicle, and a target value related to the valve timing is calculated according to an operation state of the internal combustion engine. A valve timing control device for an internal combustion engine, comprising: a calculating unit that performs control to drive the variable valve timing mechanism so as to change the valve timing so as to match the calculated target value. A valve timing control device for an internal combustion engine, further comprising a detecting means for detecting a slip state, wherein the control means reduces a changing speed of the valve timing when the slip state is detected. .
じて前記スリップ状態を検出するものであり、前記制御
手段は、当該検出されるスリップ率が大きいほど、前記
バルブタイミングの変更速度を小さい速度に変更するも
のであることを特徴とする請求項1記載の内燃機関のバ
ルブタイミング制御装置。2. The method according to claim 1, wherein the detecting unit detects the slip state in accordance with a slip ratio of the vehicle, and the control unit decreases the valve timing change speed as the detected slip ratio increases. 2. The valve timing control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the speed is changed to a speed.
は、同スリップ状態が検出されない場合と比較して相対
的に機関出力が小さくなるように前記目標値を補正する
目標値補正手段を更に備えたことを特徴とする請求項1
記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置。3. The apparatus according to claim 1, further comprising a target value correcting means for correcting the target value such that when the slip state is detected, the engine output becomes relatively smaller than when the slip state is not detected. Claim 1 characterized by the following:
A valve timing control device for an internal combustion engine according to the above.
じて前記スリップ率を検出するものであり、前記目標値
補正手段は当該検出されるスリップ率が大きいほど、機
関出力が相対的に小さくなるように前記目標値を補正す
るものであることを特徴とする請求項3記載の内燃機関
のバルブタイミング制御装置。4. The detecting means detects the slip rate according to a slip rate of the vehicle, and the target value correcting means sets a relatively small engine output as the detected slip rate increases. 4. The valve timing control device for an internal combustion engine according to claim 3, wherein the target value is corrected so as to be as follows.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP12987697A JP3289647B2 (en) | 1997-05-20 | 1997-05-20 | Valve timing control device for internal combustion engine |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP12987697A JP3289647B2 (en) | 1997-05-20 | 1997-05-20 | Valve timing control device for internal combustion engine |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH10318003A JPH10318003A (en) | 1998-12-02 |
JP3289647B2 true JP3289647B2 (en) | 2002-06-10 |
Family
ID=15020507
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP12987697A Expired - Fee Related JP3289647B2 (en) | 1997-05-20 | 1997-05-20 | Valve timing control device for internal combustion engine |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP3289647B2 (en) |
-
1997
- 1997-05-20 JP JP12987697A patent/JP3289647B2/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPH10318003A (en) | 1998-12-02 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP3189679B2 (en) | Valve characteristic control device for internal combustion engine | |
JP3039331B2 (en) | Valve timing control device for internal combustion engine | |
JPH1150820A (en) | Valve timing control device for internal combustion engine | |
JP3791658B2 (en) | Variable valve timing control device for internal combustion engine | |
US20020010540A1 (en) | Valve timing control apparatus and method of internal combustion engine | |
US6920851B2 (en) | Variable valve control apparatus for internal combustion engine and method thereof | |
JP2002250208A (en) | Controller of valve opening/ closing timing | |
JP2002070596A (en) | Intake valve drive control device for internal combustion engine | |
JP3856077B2 (en) | Variable valve timing control device for internal combustion engine | |
KR20040020849A (en) | Method to reduce noise of a cam phaser by controlling the position of center mounted spool valve | |
JP4103277B2 (en) | Variable valve timing control device for internal combustion engine | |
JPH0968078A (en) | Fuel injection quantity control device of internal combustion engine | |
JP2001055935A (en) | Variable valve timing controller for internal combustion engine | |
JP3289647B2 (en) | Valve timing control device for internal combustion engine | |
JP3850598B2 (en) | Vane valve timing control device for internal combustion engine | |
JP3892181B2 (en) | Vane valve timing control device for internal combustion engine | |
JP4194445B2 (en) | Control device for variable valve lift mechanism | |
JP3264177B2 (en) | Valve characteristic control device for internal combustion engine | |
JP2002349220A (en) | Valve timing control device | |
JP2005030388A (en) | Method of specifying direction of cam torque in vct system | |
EP1375834B1 (en) | Compensating for VCT phase error over speed range | |
JP2001254639A (en) | Valve characteristic control device of internal combustion engine | |
JPH0989136A (en) | Spool valve device | |
JPH11148381A (en) | Idle speed controller for internal combustion engine with variable valve timing mechanism | |
JP2002242619A (en) | Variable valve system of internal combustion engine |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090322 Year of fee payment: 7 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100322 Year of fee payment: 8 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110322 Year of fee payment: 9 |
|
LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |