JP3289647B2 - Valve timing control device for internal combustion engine - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【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]

【発明の実施の形態】BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION

［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.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【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.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

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)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】 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、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. . 【請求項２】 前記検出手段は、車両のスリップ率に応
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. 【請求項３】 前記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. 【請求項４】 前記検出手段は、車両のスリップ率に応
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.