JP3986212B2

JP3986212B2 - Variable valve control device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP3986212B2
Application number: JP19283199A
Authority: JP
Inventors: 直樹岡本
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1999-07-07
Filing date: 1999-07-07
Publication date: 2007-10-03
Anticipated expiration: 2019-07-07
Also published as: JP2001020764A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関の吸・排気弁のリフト量（制御軸の作動角）を機関運転状態に応じて可変にできる内燃機関の可変動弁装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
周知のように、機関低速低負荷時における燃費の改善や安定した運転性並びに高速高負荷時における吸気の充填効率の向上による十分な出力を確保する等のために、吸気・排気弁の開閉時期とバルブリフト量を機関運転状態に応じて可変制御する可変動弁装置は従来から種々提供されており、その一例として特開昭５５−１３７３０５号公報等に記載されているものが知られている。
【０００３】
図２２に基づきその概略を説明すれば、シリンダヘッド１のアッパデッキの略中央近傍上方位置にカム軸２が設けられていると共に、該カム軸２の外周にカム２ａが一体に設けられている。また、カム軸２の側部には制御軸３が平行に配置されており、この制御軸３に偏心カム４を介してロッカアーム５が揺動自在に軸支されている。
【０００４】
一方、シリンダヘッド１に摺動自在に設けられた吸気弁６の上端部には、バルブリフター７を介して揺動カム８が配置されている。この揺動カム８は、バルブリフター７の上方にカム軸２と並行に配置された支軸９に揺動自在に軸支され、下端のカム面８ａがバルブリフター７の上面に当接している。また、前記ロッカアーム５は、一端部５ａがカム２ａの外周面に当接していると共に、他端部５ｂが揺動カム８の上端面８ｂに当接して、カム２ａのリフトを揺動カム８及びバルブリフター７を介して吸気弁６に伝達するようになっている。そして、この吸気弁６は、バルブスプリング６ａにより閉弁方向に付勢されている。
【０００５】
また、前記制御軸３は、図２３に示すように、ＤＣサーボモータ等の電磁アクチュエータにより、減速ギアを介して所定角度範囲で回転駆動されて、偏心カム４の回動位置を制御し、これによってロッカアーム５の揺動支点を変化させるようになっている。
【０００６】
そして、図２２において、偏心カム４が正逆の所定回動位置に制御されるとロッカアーム５の揺動支点が変化して、他端部５ｂの揺動カム８の上端面８ｂに対する当接位置が図中上下方向に変化し、これによって揺動カム８のカム面８ａのバルブリフター７上面に対する当接位置の変化に伴い、揺動カム８の揺動軌跡が変化することにより、吸気弁６の開閉時期とバルブリフト量を制御軸３の作動角の変化に伴って可変制御するようになっている。なお、図中の符号１０は、揺動カム８の上端面８ｂを常時ロッカアーム５の他端部５ｂに弾接付勢するスプリングを示す。
【０００７】
また、上記のように、吸気弁６の開閉時期及びバルブリフト量を、ロッカアーム５の揺動支点を変化させることによって可変に制御する構成の可変動弁装置においては、一般的に、図１０のシステム図に示すように、前記揺動支点を変化させるための制御軸３の作動角をポテンショメータ等の作動角センサによって検出し、この検出された作動角信号に基づき、制御装置では、位置サーボコントローラ（線形コントローラ）において、検出された作動角信号と目標制御軸作動角とを比較し、差が零になるように、ＰＷＭ（パルスワイズモジュレーション）出力設定手段を介してＤＣサーボモータに駆動電流を出力することにより、制御軸３の作動角を目標のバルブ特性に対応する目標制御軸作動角に一致させるようなフィードバック制御が行われるようになっていた。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述の従来装置では、上述のように、位置サーボコントローラにおいて、目標制御軸作動角と検出作動角の情報のみを基に、フィードバックバック制御を行うようにしたものであったため、以下に述べるような問題点があった。
【０００９】
即ち、上述のように、制御軸３に偏心カム４を介してロッカアーム５が揺動自在に軸支され、このロッカアーム５は、一端部５ａがカム２ａの外周面に当接していると共に、他端部５ｂが揺動カム８の上端面８ｂに当接して、カム２ａのリフトを揺動カム８及びバルブリフター７を介して吸気弁６に伝達するようになっていることから、バルブスプリング６ａの反力等に起因する反力トルクが、バルブリフター７、揺動カム８およびロッカアーム５を介して制御軸３に外乱として伝達される。
【００１０】
そして、制御軸作動角のフィードバック制御において、作動角をベースとした制御は、制御遅れが大きいため、作動角が所定角度位置に保持された状態にある定位置制御中において、図１２に示すように、前記反力トルクに基づく制御偏差が発生するもので、特に、エンジン回転数が高回転数において反力トルクに基づく制御偏差が顕著に現れ、このため、可変動弁装置としての制御精度が損なわれ、十分なエンジン出力の向上効果や、燃費低減効果が得られなくなる。
【００１１】
本発明は、上述の従来の問題点に着目してなされたもので、制御軸作動角の定位置制御中において、カムやロッカアーム等を通じて制御軸に伝わるバルブスプリング反力等に起因する非線形特性である反力トルク（エンジン回転数、作動角毎に変動）に基づいて発生する作動角変動を抑制することで、制御精度の低下を防止し、これにより、十分なエンジン出力向上効果および燃費低減効果が得られる内燃機関の可変動弁装置を提供することを目的とするものである。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上述の目的を達成するために、本発明請求項１記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、カム軸と略平行に配設された制御軸と、該制御軸の外周に偏心して固定された制御カムと、該制御カムに揺動自在に軸支されたロッカアームと、前記カム軸の回転に応じて前記ロッカアームの一端部を揺動駆動する揺動駆動手段と、前記ロッカアームの他端部に連係して揺動して機関弁を開作動させる揺動カムと、前記機関弁を閉じる方向に付勢するバルブスプリングと、前記制御軸を目標制御軸作動角に回転駆動する電磁アクチュエータと、を備えた内燃機関の可変動弁装置の制御装置であって、前記制御軸の出力作動角を検出する作動角検出手段と、機関の運転状態に応じた目標制御軸作動角を演算する目標作動角演算手段と、前記出力作動角に基づいて前記目標制御軸作動角となるように前記制御軸を回転駆動させるべく前記電磁アクチュエータへの駆動電流をフィードバック制御する制御軸作動角制御手段と、を設け、前記制御軸作動角制御手段には、前記目標制御軸作動角に対して、前記制御軸の作動応答特性を考慮した出力作動角をモデル化した規範モデル特性を作用させて規範モデルを演算する規範モデル演算手段と、前記目標制御軸作動角に対して、前記規範モデル特性と、前記可変動弁装置の前記目標制御軸作動角に応じた制御電流に対する作動角の伝達特性である可変動弁伝達特性の逆特性と、を作用して第１電流制御量を演算する第１電流制御量演算手段と、前記規範モデルと前記出力制御軸作動角との偏差から前記カム軸の回転数に応じた反力トルクの周波数帯の成分を除去する第２電流制御量を演算する第２電流制御量演算手段と、前記第１電流制御量と前記第２電流制御量とを加算したものを、駆動電流として出力する出力設定手段と、を設けた手段とした。
【００１５】
【作用】
本発明の内燃機関の可変動弁装置では、上述のように構成されるため、制御軸作動角制御手段では、作動角検出手段で検出された制御軸の作動角信号に基づいて、目標作動角演算手段で演算された機関の運転状態に応じた目標制御軸作動角に回転駆動させるべく電磁アクチュエータへの駆動電流のフィードバック制御が行われる。
【００１６】
そして、制御軸作動角制御手段に備えた規範モデル演算手段では、目標制御軸作動角に対して、制御軸の作動応答特性を考慮した出力作動角をモデル化した規範モデル特性を作用させて規範モデルを演算し、第１電流制御量演算手段では、目標制御軸作動角に対して、前記規範モデル特性と、前記可変動弁装置の前記目標制御軸作動角に応じた制御電流に対する作動角の伝達特性である可変動弁伝達特性の逆特性と、を作用して第１電流制御量の演算が行われる一方、第２電流制御量演算手段では、前記規範モデルと前記出力制御軸作動角との偏差から前記カム軸の回転数に応じた反力トルクの周波数帯の成分を除去する第２電流制御量の演算が行われ、続く出力設定手段では、第１電流制御量と第２電流制御量とを加算したものを、電磁アクチュエータに対する駆動電流として出力されるもので、前記第１電流制御量演算手段においては、制御応答特性を確保するように作用し、かつ、第２電流制御量演算手段においては、制御軸作動角の定位置制御中において、カムやロッカアーム等を通じて制御軸に伝わるバルブスプリング反力等に起因する非線形特性である反力トルク（エンジン回転数、作動角毎に変動）に基づいて発生する作動角変動を抑制するように作用する。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を説明する。
図１〜図３は、本発明の実施の形態における内燃機関（エンジン）の可変動弁装置を示すものであり、１気筒あたり２つ備えられる吸気弁の可変動弁機構ＶＥＬ（以下、ＶＥＬ機構という）として以下に説明する。但し、機関弁を吸気弁に限定するものではなく、また、吸気弁の数を限定するものでないことは明らかである。
【００１８】
図１〜図３に示す可変動弁装置は、シリンダヘッド１１にバルブガイド（図示省略）を介して摺動自在に設けられた一対の吸気弁１２，１２と、シリンダヘッド１１上部のカム軸受１４に回転自在に支持された中空状のカム軸１３と、該カム軸１３に、圧入等により固設された回転カムである２つの偏心カム１５，１５と、前記カム軸１３の上方位置に同じカム軸受１４に回転自在に支持された制御軸１６と、該制御軸１６に制御カム１７を介して揺動自在に支持された一対のロッカアーム１８，１８と、各吸気弁１２，１２の上端部にバルブリフター１９，１９を介して配置された一対のそれぞれ独立した揺動カム２０，２０と、各吸気弁１２，１２を閉弁方向に付勢するバルブスプリング３３，３３とを備えている。
【００１９】
また、前記偏心カム１５，１５とロッカアーム１８，１８とはリンクアーム２５，２５によって連係される一方、ロッカアーム１８，１８と揺動カム２０，２０とはリンク部材２６，２６によって連係されている。
前記カム軸１３は、機関前後方向（シリンダ列方向）に沿って配置されていると共に、一端部に設けられた従動スプロケット（図示省略）や該従動スプロケットに巻装されたタイミングチェーン等を介して機関のクランク軸から回転力が伝達される。
【００２０】
前記カム軸受１４は、シリンダヘッド１１の上端部に設けられてカム軸１３の上部を支持するメインブラケット１４ａと、該メインブラケット１４ａの上端部に設けられて制御軸１６を回転自在に支持するサブブラケット１４ｂとを有し、両ブラケット１４ａ，１４ｂが一対のボルト１４ｃ，１４ｃによって上方から共締め固定されている。
【００２１】
前記両偏心カム１５は、図４にも示すように、略リング状を呈し、小径なカム本体１５ａと、該カム本体１５ａの外端面に一体に設けられたフランジ部１５ｂとからなり、内部軸方向にカム軸挿通孔１５ｃが貫通形成されていると共に、カム本体１５ａの軸心Ｘがカム軸１３の軸心Ｙから径方向へ所定量だけ偏心している。
【００２２】
また、この各偏心カム１５は、カム軸１３に対し前記両バルブリフター１９，１９に干渉しない両外側にカム軸挿通孔１５ｃを介して圧入固定されていると共に、両方のカム本体１５ａ，１５ａの外周面１５ｄ，１５ｄが同一のカムプロフィールに形成されている。
【００２３】
前記各ロッカアーム１８は、図３に示すように、平面からみて略クランク状に折曲形成され、中央に有する基部１８ａが制御カム１７に回転自在に支持されている。また、各基部１８ａの各外端部に突設された一端部１８ｂには、リンクアーム２５の先端部と連結するピン２１が圧入されるピン孔１８ｄが貫通形成されている一方、各筒状基部１８ａの各内端部に夫々突設された他端部１８ｃには、各リンク部材２６の後述する一端部２６ａと連結するピン２８が圧入されるピン孔１８ｅが形成されている。
【００２４】
前記各制御カム１７は、夫々円筒状を呈し、制御軸１６外周に固定されていると共に、図１に示すように軸心Ｐ１位置が制御軸１６の軸心Ｐ２からαだけ偏心している。
【００２５】
前記揺動カム２０は、図１及び図６，図７に示すように略横Ｕ字形状を呈し、略円環状の基端部２２にカム軸１３が嵌挿されて回転自在に支持される支持孔２２ａが貫通形成されていると共に、ロッカアーム１８の他端部１８ｃ側に位置する端部２３にピン孔２３ａが貫通形成されている。
【００２６】
また、揺動カム２０の下面には、基端部２２側の基円面２４ａと該基円面２４ａから端部２３端縁側に円弧状に延びるカム面２４ｂとが形成されており、該基円面２４ａとカム面２４ｂとが、揺動カム２０の揺動位置に応じて各バルブリフター１９の上面所定位置に当接するようになっている。
【００２７】
すなわち、図５に示すバルブリフト特性からみると、図１に示すように基円面２４ａの所定角度範囲θ１がべースサークル区間になり、カム面２４ｂの前記べースサークル区間θ１から所定角度範囲θ２がいわゆるランプ区間となり、さらにカム面２４ｂのランプ区間θ２から所定角度範囲θ３がリフト区間になるように設定されている。
【００２８】
また、前記リンクアーム２５は、比較的大径な円環状の基部２５ａと、該基部２５ａの外周面所定位置に突設された突出端２５ｂとを備え、基部２５ａの中央位置には、前記偏心カム１５のカム本体１５ａの外周面に回転自在に嵌合する嵌合穴２５ｃが形成されている一方、突出端２５ｂには、前記ピン２１が回転自在に挿通するピン孔２５ｄが貫通形成されている。
なお、前記リンクアーム２５と偏心カム１５とによって揺動駆動手段が構成される。
【００２９】
さらに、前記リンク部材２６は、図１にも示すように所定長さの直線状に形成され、円形状の両端部２６ａ，２６ｂには前記ロッカアーム１８の他端部１８ｃと揺動カム２０の端部２３の各ピン孔１８ｄ，２３ａに圧入した各ピン２８，２９の端部が回転自在に挿通するピン挿通孔２６ｃ，２６ｄが貫通形成されている。なお、各ピン２１，２８，２９の一端部には、リンクアーム２５やリンク部材２６の軸方向の移動を規制するスナップリング３０，３１，３２が設けられている。
【００３０】
前記制御軸１６は、一端部に設けられた電磁アクチュエータを構成するＤＣサーボモータ１０１によって所定回転角度範囲内で回転駆動されるようになっており、図９に示すように、前記ＤＣサーボモータ１０１は、制御軸作動角制御手段としての制御装置ＣＰＵからの駆動電流によって制御されるようになっている。前記制御装置ＣＰＵは、機関（エンジン）回転数を検出する機関（エンジン）回転数センサ１０３、機関（エンジン）の負荷を検出する機関（エンジン）負荷センサ１０４等の各種のセンサからの検出信号に基づいて現在の機関運転状態を検出して、該検出された機関運転状態に応じて目標のバルブ特性を決定し、該目標のバルブ特性に対応する角度位置に制御軸１６を駆動すべく、作動角センサ１０２で検出された制御軸実作動角に基づき、前記ＤＣサーボモータ１０１に駆動信号（駆動電流）を出力する。なお、制御装置ＣＰＵの構成内容については、後述する。
【００３１】
以下、上記可変動弁装置の作用を説明すれば、まず、機関の低速低負荷時には、制御装置ＣＰＵからの制御信号（駆動電流）によってＤＣサーボモータ１０１が一方に回転駆動される。このため、制御カム１７は、軸心Ｐ１が図６Ａ，Ｂに示すように制御軸１６の軸心Ｐ２から左上方の回動位置に保持され、厚肉部１７ａがカム軸１３から上方向に離間移動する。このため、ロッカアーム１８は、全体がカム軸１３に対して上方向へ移動し、これにより、各揺動カム２０は、リンク部材２６を介して端部２３が強制的に若干引き上げられて全体が左方向へ回動する。
【００３２】
従って、図６Ａ，Ｂに示すように偏心カム１５が回転してリンクアーム２５を介してロッカアーム１８の一端部１８ｂを押し上げると、そのリフト量がリンク部材２６を介して揺動カム２０及びバルブリフター１９に伝達されるが、そのリフト量Ｌ１は図６Ｂに示すように比較的小さくなる。
【００３３】
よって、かかる低速低負荷域では、図８の破線で示すようにバルブリフト量が小さくなると共に、各吸気弁１２の開時期が遅くなり（作動角が小さくなり）、排気弁とのバルブオーバラップが小さくなる。このため、燃費の向上と機関の安定した回転が得られる。
【００３４】
一方、機関の高速高負荷時に移行した揚合は、制御装置ＣＰＵからの制御信号によってＤＣサーボモータ１０１が反対方向に回転駆動される。従って、図７Ａ，Ｂに示すように制御軸１６が、制御カム１７を図６に示す位置から時計方向に回転させ、軸心Ｐ１（厚肉部１７ａ）を下方向へ移動させる。このため、ロッカアーム１８は、今度は全体がカム軸１３方向（下方向）に移動して、他端部１８ｃが揺動カム２０の上端部２３をリンク部材２６を介して下方へ押圧して該揺動カム２０全体を所定量だけ時計方向へ回動させる。
【００３５】
従って、揺動カム２０のバルブリフター１９上面に対する下面の当接位置が図７Ａ，Ｂに示すように左方向位置に移動する。このため、図７に示すように偏心カム１５が回転してロッカアーム１８の一端部１８ｂをリンクアーム２５を介して押し上げると、バルブリフター１９に対するそのリフト量Ｌ２は図７Ｂに示すように大きくなる。
【００３６】
よって、かかる高速高負荷域では、カムリフト特性が低速低負荷域に比較して大きくなり、図８に実線で示すようにバルブリフト量（作動角）も大きくなると共に、各吸気弁１２の開時期が早く、閉時期が遅くなる。この結果、吸気充填効率が向上し、十分な出力が確保できる。
【００３７】
ところで、上記可変動弁装置においては、目標のバルブ特性に対応する角度位置に制御軸１６を駆動し、実際のバルブ特性を前記目標のバルブ特性に制御するが、前記制御軸１６の駆動精度や、前記制御軸１６の角度位置とバルブ特性との関係にばらつきがあると、目標のバルブ特性に精度よく実際のバルブ特性を制御することができなくなる。
【００３８】
そこで、従来例として示したように、図１０のシステム図、および、図１１のブロック図に示すように、前記揺動支点を変化させるための制御軸３の作動角（回転位置）をポテンショメータ等の作動角センサによって検出し、この検出された作動角信号に基づき、制御装置に備えた位置サーボコントローラ（線形コントローラ）において、検出結果としての作動角と目標制御軸作動角とを比較し、制御軸３の作動角（回転位置）を目標のバルブ特性に対応する目標制御軸作動角（回転位置）となるようにＤＣサーボモータに対する駆動制御信号を、作動角をベースとしてフィードバック制御するようになっている。なお、前記ＤＣサーボモータと制御軸３との間には減速ギアが介装されている。
【００３９】
ところが、可変動弁装置においては、図１に示すように、ロッカアーム１８，１８と揺動カム２０，２０とはリンク部材２６，２６によって連係されていることから、図１１のＶＥＬ機構ブロック図に示すように、各バルブスプリング３３，３３の反力や燃焼圧力等に起因する機関側からの反力トルクが、バルブリフター１９、揺動カム２０，２０、リンク部材２６，２６およびロッカアーム１８を介し、ＤＣサーボモータ１０１の発生トルクが伝達される機械機構の制御軸１６に伝達される。
【００４０】
そして、制御軸作動角のフィードバック制御において、作動角をベースとした制御は、制御遅れが大きいため、作動角が所定角度位置に保持された状態にある定位置制御中において、図１２に示すように、前記反力トルクに基づく制御偏差が発生するもので、特に、エンジン回転数が高回転数において反力トルクに基づく制御偏差が顕著に現れ、このため、可変動弁装置としての制御精度が損なわれ、十分なエンジン出力の向上効果や、燃費低減効果が得られなくなる。
【００４１】
そこで、この発明の実施の形態の可変動弁装置では、ＶＥＬ機構におけるＤＣサーボモータ１０１にモータ駆動信号を出力する制御装置ＣＰＵの内容として、目標作動角より制御軸１６の作動角制御応答特性を考慮した規範モデルに基づいて電流制御量を演算する第１電流制御量演算手段Ｂ４の他に、制御作動角の規範モデルと前記作動角センサ１０２で検出された制御軸作動角との偏差から制御軸１６に対し機関側からの反力トルクの影響を除去する電流制御量を演算する第２電流制御量演算手段Ｂ７を備えたものであり、以下、その制御内容を図１３のシステムブロック図に基づいて説明する。
【００４２】
即ち、この制御装置ＣＰＵには、エンジン回転数センサ１０３からの信号に基づきエンジン回転数を検出するエンジン回転数検出手段Ｂ１と、エンジン負荷センサ１０４からの信号に基づきエンジン負荷を検出するエンジン負荷検出手段Ｂ２と、エンジン回転数検出手段Ｂ１で検出されたエンジン回転数と、エンジン負荷検出手段Ｂ２で検出されたエンジン負荷から目標制御軸作動角を決定する目標作動角演算手段Ｂ３と、目標作動角より制御軸１６の作動角制御応答特性を考慮した規範モデルに基づいて電流制御量を演算する第１電流制御量演算手段Ｂ４と、目標作動角演算手段Ｂ３で決定された目標制御軸作動角に基づき規範モデル出力を演算する規範モデル演算手段Ｂ５と、作動角センサ１０２からの信号に基づき制御軸１６の実作動角を検出する作動角検出手段Ｂ６と、前記規範モデル演算手段で演算された規範モデルと前記作動角検出手段Ｂ６で検出された制御軸１６の実作動角との偏差により反力トルクの影響を除去する電流制御量を演算する第２電流制御量演算手段Ｂ７と、該第２電流制御量演算手段Ｂ７で演算された電流制御量と、前記第１電流制御量演算手段Ｂ４で演算された電流制御量との合算値をモータ駆動信号に変換するＰＷＭ出力設定手段Ｂ８とで構成され、このモータ駆動信号が、ＶＥＬ機構におけるＤＣサーボモータ１０１に出力されるようになっている。
【００４３】
さらに詳述すると、前記目標作動角演算手段Ｂ３から第１電流制御量演算Ｂ４を経由して制御軸１６の作動角に至る信号の流れは、図１４のブロック図に示すようになる（なお、ＰＷＭ出力設定手段Ｂ８はゲイン１で応答遅れのない演算であり、信号の流れとして無視できるため、ここでは省略している）。
【００４４】
ここで、第１電流制御量演算Ｂ４を［規範モデル／ＶＥＬ機構伝達特性］と定義すると、信号の流れは、図１５（イ）のブロック図に示すようになり、目標制御軸作動角（入力）に対する作動角（出力）の応答は、ＶＥＬ機構伝達特性とＶＥＬ機構とがキャンセルされる結果、図１５（ロ）のブロック図に示すように、規範モデルと一致する。従って、所望の制御軸作動角制御応答特性になるように規範モデルを設定すればよく、この発明の実施の形態では、図１６に示すような規範モデルに設定されている。
【００４５】
次に、反力トルク（外乱）抑制を考慮した第２電流制御量演算手段Ｂ７についてであるが、目標制御軸作動角からこの第２電流制御量演算手段Ｂ７を経由して制御軸１６の作動角に至る信号の流れは、図１７のブロック図に示すようになる。そして、このブロックの中で、反力トルクが入力される場所は、図１８のブロック図に示すように、第２電流制御量演算手段Ｂ７とＶＥＬ機構との間になると仮定することができる。
【００４６】
そこで、この発明の目的が、定常制御時（制御軸作動角の定位置制御時）における反力トルク（外乱）を抑制するものであるため、規範モデル演算手段Ｂ５と第１電流制御量演算Ｂ４からの出力を零として、反力トルクから制御軸１６の作動角に至るまでの信号の流れを表すと、図１９のブロック図に示すようになる。
【００４７】
ここで、反力トルクの周波数は、カム軸１３の回転に同期しており、既知であるため、図２０に示すように、反力トルクから作動角の周波数応答で反力トルクの発生周波数帯の入出力ゲインのみを落とすように第２電流制御量演算手段Ｂ７の伝達特性を設定してやることにより、反力トルクが作動角へ及ぼす影響（変動）をなくすことができることになる。
【００４８】
そこで、図１９のブロック図をブロック線図で表すと、図２１に示すようになり、この図において、外乱入力をｕ、出力をＹ、ＶＥＬ機構の伝達関数（前向き）をＧ、第２電流制御量演算手段Ｂ７の伝達関数（後向き）をＣとすると、
Ｙ＝（ｕ−ＹＣ）Ｇ＝ｕＧ−ＹＧＣ
Ｙ／ｕ＝Ｇ−ＧＣ（Ｙ／ｕ）
となるから、ｕ、Ｙ間の伝達特性は、
Ｙ／ｕ＝Ｇ／（１＋ＧＣ）
となる。
従って、外乱入力ｕによる出力Ｙへの影響は、Ｇ／（１＋ＧＣ）の伝達特性で抑えられることになる。
【００４９】
以上のように、この発明の実施の形態の制御装置ＣＰＵでは、目標作動角より制御軸１６の作動角制御応答特性を考慮した規範モデルに基づいて電流制御量を演算する第１電流制御量演算手段Ｂ４の他に、目標制御軸作動角と制御軸１６の実作動角との偏差により反力トルクの影響を除去する電流制御量を演算する第２電流制御量演算手段Ｂ７を備え、該第２電流制御量演算手段Ｂ７で演算された電流制御量と、前記第１電流制御量演算手段Ｂ４で演算された電流制御量との合算値に基づいてＶＥＬ機構におけるＤＣサーボモータ１０１の駆動制御を行うようにしたことで、制御軸作動角の定位置制御中において、揺動カム２０やロッカアーム１８等を通じて機関側から制御軸１６に伝わるバルブスプリング反力等に起因する非線形特性である反力トルク（エンジン回転数、作動角毎に変動）に基づいて発生する作動角変動を抑制することができ、これにより、制御精度の低下が防止され、十分なエンジン出力向上効果および燃費低減効果が得られるようになるという効果が得られる。
【００５０】
以上、本発明の実施の形態を説明してきたが、具体的な構成はこの発明の実施の形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲における設計変更等があっても本発明に含まれる。
【００５１】
例えば、発明の実施の形態では、機関弁として吸気弁を例にとったが、排気弁についても適用することができる。
また、本発明が適用される可変動弁機構としては、この発明の実施の形態で例示した構造のものに限定されるものではなく、従来例に示した構造のものや、その他の可変動弁機構にも全て本発明を適用することができる。
【００５２】
【発明の効果】
以上詳細に説明してきたように、本発明請求項１記載の内燃機関の可変動弁制御装置では、上述のように、制御軸の出力作動角を検出する作動角検出手段と、機関の運転状態に応じた目標制御軸作動角を演算する目標作動角演算手段と、前記出力作動角に基づいて前記目標制御軸作動角となるように前記制御軸を回転駆動させるべく前記電磁アクチュエータへの駆動電流をフィードバック制御する制御軸作動角制御手段と、を設け、前記制御軸作動角制御手段には、前記目標制御軸作動角に対して、前記制御軸の作動応答特性を考慮した出力作動角をモデル化した規範モデル特性を作用させて規範モデルを演算する規範モデル演算手段と、前記目標制御軸作動角に対して、前記規範モデル特性と、前記可変動弁装置の前記目標制御軸作動角に応じた制御電流に対する作動角の伝達特性である可変動弁伝達特性の逆特性と、を作用して第１電流制御量を演算する第１電流制御量演算手段と、前記規範モデルと前記出力制御軸作動角との偏差から前記カム軸の回転数に応じた反力トルクの周波数帯の成分を除去する第２電流制御量を演算する第２電流制御量演算手段と前記第１電流制御量と前記第２電流制御量とを加算したものを、前記電磁アクチュエータに対する駆動電流として出力する出力設定手段と、を設けた手段としたことで、制御軸作動角の定位置制御中において、カムやロッカアーム等を通じて制御軸に伝わるバルブスプリング反力等に起因する非線形特性である反力トルク（エンジン回転数、作動角毎に変動）に基づいて発生する作動角変動を抑制することができ、これにより、制御精度の低下が防止され、十分なエンジン出力向上効果および燃費低減効果が得られるようになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態における内燃期間の可変動弁装置を示す断面図（図２のＡ−Ａ線断面図）。
【図２】上記可変動弁装置の側面図。
【図３】上記可変動弁装置の平面図。
【図４】上記可変動弁装置に使用される偏心カムを示す斜視図。
【図５】上記可変動弁装置における揺動カムの基端面とカム面に対応したバルブリフト特性図。
【図６】上記可変動弁装置の低速低負荷時の作用を示す断面図（図２のＢ−Ｂ線断面図）。
【図７】上記可変動弁装置の高速高負荷時の作用を示す断面図（図２のＢ−Ｂ線断面図）。
【図８】上記可変動弁装置のバルブタイミングとバルブリフトの特性図。
【図９】上記可変動弁装置の作動角制御システムを示すブロック図。
【図１０】従来例の可変動弁装置の作動角制御回路の内容を示すシステム図。
【図１１】従来例の可変動弁装置の作動角制御回路の内容を示すブロック図。
【図１２】上記可変動弁装置における制御軸作動角変動を示すタイムチャート。
【図１３】上記可変動弁装置のシステムブロック図。
【図１４】上記可変動弁装置のシステムブロック図のうち、第１電流制御量演算手段を経由する信号経路を示すブロック図。
【図１５】上記可変動弁装置のシステムブロック図のうち、第１電流制御量演算手段を経由する信号経路の応答特性を示すブロック図。
【図１６】上記第１電流制御量演算手段で用いられる規範モデルを示すタイムチャート。
【図１７】上記可変動弁装置のシステムブロック図のうち、第２電流制御量演算手段を経由する信号経路を示すブロック図。
【図１８】上記可変動弁装置のシステムブロック図のうち、第２電流制御量演算手段を経由する信号経路における外乱入力状態を示すブロック図。
【図１９】上記可変動弁装置のシステムブロック図のうち、第２電流制御量演算手段を経由する信号経路における反力トルクから作動角に至るまでの信号の流れを示すブロック図。
【図２０】上記可変動弁装置のシステムブロック図のうち、第２電流制御量演算手段における周波数に対する入出力ゲイン特性図。
【図２１】上記可変動弁装置のシステムブロック図のうち、第２電流制御量演算手段を経由する信号経路における反力トルクから作動角に至るまでの信号の流れを示すブロック線図。
【図２２】従来例の可変動弁装置を示す断面図。
【図２３】従来例の可変動弁装置の作動角制御システムを示すブロック図。
【符号の説明】
１２吸気弁（機関弁）
１３カム軸
１５偏心カム（揺動駆動手段）
１６制御軸
１７制御カム
１８ロッカアーム
２０揺動カム
２５リンクアーム（揺動駆動手段）
３３バルブスプリング
ＣＰＵ制御装置（制御軸作動角制御手段）
１０１ＤＣサーボモータ（電磁アクチュェータ）
１０２作動角センサ（作動角検出手段）
１０３エンジン回転数センサ（機関回転数検出手段）
１０４エンジン負荷センサ（機関負荷検出手段）
Ｂ４第１電流制御量演算手段
Ｂ７第２電流制御量演算手段
Ｂ８出力設定手段（ＰＷＭ出力設定手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that can vary a lift amount (an operating angle of a control shaft) of an intake / exhaust valve of the internal combustion engine according to an engine operating state.
[0002]
[Prior art]
As is well known, the intake / exhaust valve opening / closing timing is used to improve fuel efficiency at low engine speeds and low loads, to ensure stable operation, and to ensure sufficient output by improving intake charge efficiency at high speeds and high loads. Various variable valve operating devices that variably control the valve lift amount according to the engine operating state have been conventionally provided. For example, those described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 55-137305 are known. .
[0003]
The outline will be described with reference to FIG. 22. A cam shaft 2 is provided at a position near the upper center of the upper deck of the cylinder head 1, and a cam 2 a is integrally provided on the outer periphery of the cam shaft 2. A control shaft 3 is arranged in parallel on the side of the cam shaft 2, and a rocker arm 5 is pivotally supported on the control shaft 3 via an eccentric cam 4.
[0004]
On the other hand, a swing cam 8 is disposed at the upper end of an intake valve 6 slidably provided on the cylinder head 1 via a valve lifter 7. The swing cam 8 is pivotally supported on a support shaft 9 disposed above the valve lifter 7 in parallel with the camshaft 2, and a lower cam surface 8 a is in contact with the upper surface of the valve lifter 7. . The rocker arm 5 has one end 5a abutting on the outer peripheral surface of the cam 2a and the other end 5b abutting on the upper end surface 8b of the swing cam 8, thereby lifting the cam 2a. And it is transmitted to the intake valve 6 via the valve lifter 7. The intake valve 6 is urged in the valve closing direction by a valve spring 6a.
[0005]
Further, as shown in FIG. 23, the control shaft 3 is rotationally driven in a predetermined angle range via a reduction gear by an electromagnetic actuator such as a DC servo motor, and controls the rotational position of the eccentric cam 4. Thus, the rocking fulcrum of the rocker arm 5 is changed.
[0006]
In FIG. 22, when the eccentric cam 4 is controlled to a predetermined forward / reverse rotation position, the rocking fulcrum of the rocker arm 5 changes, and the contact position of the other end 5b with the upper end surface 8b of the rocking cam 8 is changed. Changes in the vertical direction in the figure, and as a result, the swing locus of the swing cam 8 changes with the change in the contact position of the cam surface 8a of the swing cam 8 with respect to the upper surface of the valve lifter 7. The valve opening / closing timing and the valve lift amount are variably controlled as the operating angle of the control shaft 3 changes. Reference numeral 10 in the drawing denotes a spring that elastically biases the upper end surface 8 b of the swing cam 8 against the other end portion 5 b of the rocker arm 5 at all times.
[0007]
Further, as described above, in the variable valve operating apparatus configured to variably control the opening / closing timing and the valve lift amount of the intake valve 6 by changing the rocking fulcrum of the rocker arm 5, generally, as shown in FIG. As shown in the system diagram, the operating angle of the control shaft 3 for changing the swing fulcrum is detected by an operating angle sensor such as a potentiometer, and based on the detected operating angle signal, the control device uses a position servo controller. In the (linear controller), the detected operating angle signal is compared with the target control shaft operating angle, and the drive current is supplied to the DC servo motor via the PWM (pulse width modulation) output setting means so that the difference becomes zero. By outputting, feedback control is performed so that the operating angle of the control shaft 3 matches the target control shaft operating angle corresponding to the target valve characteristic. It was supposed to be.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-described conventional apparatus, as described above, the position servo controller performs the feedback back control based only on the information on the target control shaft operating angle and the detected operating angle, and will be described below. There was a problem like this.
[0009]
That is, as described above, the rocker arm 5 is pivotally supported on the control shaft 3 via the eccentric cam 4, and the rocker arm 5 has one end portion 5a in contact with the outer peripheral surface of the cam 2a and the like. Since the end 5b abuts on the upper end surface 8b of the swing cam 8 and the lift of the cam 2a is transmitted to the intake valve 6 via the swing cam 8 and the valve lifter 7, the valve spring 6a The reaction torque resulting from the reaction force of the motor is transmitted as disturbance to the control shaft 3 via the valve lifter 7, the swing cam 8 and the rocker arm 5.
[0010]
In the feedback control of the control shaft operating angle, since the control based on the operating angle has a large control delay, during the fixed position control in which the operating angle is held at a predetermined angular position, as shown in FIG. In addition, a control deviation based on the reaction force torque is generated, and particularly when the engine speed is high, the control deviation based on the reaction force torque appears remarkably. It is damaged, and sufficient engine output improvement effect and fuel consumption reduction effect cannot be obtained.
[0011]
The present invention has been made paying attention to the above-mentioned conventional problems, and has a non-linear characteristic caused by a valve spring reaction force transmitted to the control shaft through a cam, a rocker arm, etc. during the fixed position control of the control shaft operating angle. By suppressing the operating angle fluctuation that occurs based on a certain reaction force torque (engine speed, fluctuation for each operating angle), the control accuracy is prevented from being lowered, thereby achieving a sufficient engine output improvement effect and fuel consumption reduction effect. It is an object of the present invention to provide a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that provides the above.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above-described object, in the variable valve control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1 of the present invention, a control shaft disposed substantially parallel to the camshaft and an outer periphery of the control shaft are eccentrically fixed. A control cam, a rocker arm pivotally supported by the control cam, a swing driving means for swinging and driving one end of the rocker arm according to the rotation of the cam shaft, and the other end of the rocker arm A swing cam that swings in conjunction with the valve to open the engine valve, a valve spring that biases the engine valve in a closing direction, an electromagnetic actuator that rotationally drives the control shaft to a target control shaft operating angle, A control apparatus for a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, comprising: an operating angle detecting means for detecting an output operating angle of the control shaft; and a target operation for calculating a target control shaft operating angle according to an operating state of the engine An angle calculation means, and based on the output operating angle. And a control shaft operating angle control means for feedback controlling a drive current to the electromagnetic actuator so as to rotationally drive the control shaft so that the target control shaft operating angle is achieved. A reference model calculation means for calculating a reference model by applying a reference model characteristic obtained by modeling an output operation angle in consideration of an operation response characteristic of the control shaft to the target control shaft operating angle; and the target control axis The reference model characteristic and the inverse characteristic of the variable valve transmission characteristic, which is a transmission characteristic of the operating angle with respect to the control current corresponding to the target control shaft operating angle of the variable valve operating device , act on the operating angle. a first current control amount calculation means for calculating a first current control quantity Te, formed from the reference model and the deviation between the previous SL output control shaft operating angle of the frequency band of the reaction force torque corresponding to the rotational speed of the camshaft A second current control amount calculation means for calculating a second current control quantity to remove, those obtained by adding the second current control amount and the first current control amount, and an output setting means for outputting a drive current, It was a means of providing the.
[0015]
[Action]
Since the variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the present invention is configured as described above, the control shaft operating angle control means has a target operating angle based on the operating angle signal of the control shaft detected by the operating angle detecting means. Feedback control of the drive current to the electromagnetic actuator is performed in order to rotationally drive the target control shaft operating angle corresponding to the engine operating state calculated by the calculation means.
[0016]
In the reference model calculation means provided in the control shaft operating angle control means, the reference model characteristic obtained by modeling the output operating angle in consideration of the operation response characteristic of the control shaft is applied to the target control shaft operating angle. calculates the model, the first current control amount calculation means, the target control shaft operating angle, and the reference model characteristics, the operating angle to the control current corresponding to the target control shaft operating angle of the variable valve device Conversely characteristics and, while the operation of the first current control amount acts to be performed, in the second current control amount calculation means, the reference model and the previous SL output control shaft operating angle of the variable valve transmission characteristic which is a transfer characteristic operation of the second current control quantity you remove components in the frequency band of the reaction force torque corresponding to the rotational speed of the camshaft is made from a difference between, in the subsequent output setting means, first current control amount and the second a material obtained by adding the current control amount, electromagnetic a Intended to be outputted as a drive current to Chueta, wherein in the first current control amount calculation means, act to ensure the control response characteristic, and, in the second current control amount calculation means, the control shaft operating angle During fixed position control, the operating angle fluctuation generated based on the reaction force torque (variation at each engine speed and operating angle), which is a non-linear characteristic caused by the valve spring reaction force transmitted to the control shaft through cams, rocker arms, etc. Acts to suppress.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below.
1 to 3 show a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine (engine) according to an embodiment of the present invention, and two variable valve operating mechanisms VEL (hereinafter referred to as VEL mechanisms) of two intake valves provided per cylinder. Will be described below. However, it is obvious that the engine valve is not limited to the intake valve, and the number of intake valves is not limited.
[0018]
1 to 3 includes a pair of intake valves 12 and 12 slidably provided on a cylinder head 11 via a valve guide (not shown), and a cam bearing 14 above the cylinder head 11. A hollow camshaft 13 that is rotatably supported by the camshaft, two eccentric cams 15 and 15 that are rotational cams fixed to the camshaft 13 by press-fitting or the like, and the upper position of the camshaft 13 is the same. A control shaft 16 that is rotatably supported by the cam bearing 14, a pair of rocker arms 18 and 18 that are swingably supported by the control shaft 16 via a control cam 17, and upper ends of the intake valves 12 and 12. A pair of independent swing cams 20 and 20 disposed via valve lifters 19 and 19 and valve springs 33 and 33 for urging the intake valves 12 and 12 in the valve closing direction are provided.
[0019]
The eccentric cams 15 and 15 and the rocker arms 18 and 18 are linked by link arms 25 and 25, while the rocker arms 18 and 18 and the swing cams 20 and 20 are linked by link members 26 and 26.
The camshaft 13 is disposed along the engine longitudinal direction (cylinder row direction), and via a driven sprocket (not shown) provided at one end, a timing chain wound around the driven sprocket, and the like. A rotational force is transmitted from the crankshaft of the engine.
[0020]
The cam bearing 14 is provided at the upper end portion of the cylinder head 11 to support the upper portion of the cam shaft 13, and the sub shaft is provided at the upper end portion of the main bracket 14a to rotatably support the control shaft 16. Bracket 14b, and both brackets 14a, 14b are fastened together from above by a pair of bolts 14c, 14c.
[0021]
As shown in FIG. 4, both the eccentric cams 15 have a substantially ring shape and include a small-diameter cam main body 15 a and a flange portion 15 b integrally provided on the outer end surface of the cam main body 15 a. A cam shaft insertion hole 15c is formed penetrating in the direction, and the axis X of the cam body 15a is eccentric from the axis Y of the cam shaft 13 by a predetermined amount in the radial direction.
[0022]
The eccentric cams 15 are press-fitted and fixed to the camshaft 13 via camshaft insertion holes 15c on both outer sides that do not interfere with the valve lifters 19 and 19, and the cam bodies 15a and 15a have both The outer peripheral surfaces 15d and 15d are formed in the same cam profile.
[0023]
As shown in FIG. 3, each of the rocker arms 18 is bent in a substantially crank shape when viewed from above, and a base portion 18 a at the center is rotatably supported by the control cam 17. Further, one end portion 18b protruding from each outer end portion of each base portion 18a is formed with a pin hole 18d through which a pin 21 connected to the distal end portion of the link arm 25 is press-fitted. A pin hole 18e into which a pin 28 to be connected to a later-described one end portion 26a of each link member 26 is press-fitted is formed at the other end portion 18c projecting from each inner end portion of the base portion 18a.
[0024]
Each of the control cams 17 has a cylindrical shape, is fixed to the outer periphery of the control shaft 16, and the position of the axis P1 is eccentric from the axis P2 of the control shaft 16 by α as shown in FIG.
[0025]
As shown in FIGS. 1, 6, and 7, the rocking cam 20 has a substantially horizontal U shape, and a cam shaft 13 is fitted into a substantially annular base end portion 22 so as to be rotatably supported. A support hole 22a is formed through, and a pin hole 23a is formed through the end 23 located on the other end 18c side of the rocker arm 18.
[0026]
Further, a base circle surface 24a on the base end portion 22 side and a cam surface 24b extending in an arc shape from the base circle surface 24a toward the end edge side of the end portion 23 are formed on the lower surface of the swing cam 20. The circular surface 24 a and the cam surface 24 b come into contact with predetermined positions on the upper surfaces of the valve lifters 19 in accordance with the swing position of the swing cam 20.
[0027]
That is, when viewed from the valve lift characteristics shown in FIG. 5, as shown in FIG. 1, the predetermined angle range θ1 of the base circle surface 24a is a base circle section, and the predetermined angle range θ2 is from the base circle section θ1 of the cam surface 24b. A so-called ramp section is set, and a predetermined angle range θ3 is set to be a lift section from the ramp section θ2 of the cam surface 24b.
[0028]
The link arm 25 includes an annular base portion 25a having a relatively large diameter and a projecting end 25b projecting at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base portion 25a. A fitting hole 25c is formed on the outer peripheral surface of the cam body 15a of the cam 15 so as to be freely rotatable. On the protruding end 25b, a pin hole 25d through which the pin 21 is rotatably inserted is formed. Yes.
The link arm 25 and the eccentric cam 15 constitute swing driving means.
[0029]
Further, as shown in FIG. 1, the link member 26 is formed in a straight line having a predetermined length, and circular end portions 26 a and 26 b are connected to the other end portion 18 c of the rocker arm 18 and the end of the swing cam 20. Pin insertion holes 26c and 26d through which end portions of the pins 28 and 29 press-fitted into the pin holes 18d and 23a of the portion 23 are rotatably inserted are formed. Note that snap rings 30, 31, and 32 that restrict the axial movement of the link arm 25 and the link member 26 are provided at one end of each pin 21, 28, and 29.
[0030]
The control shaft 16 is rotationally driven within a predetermined rotational angle range by a DC servo motor 101 constituting an electromagnetic actuator provided at one end, and as shown in FIG. Is controlled by a drive current from a control device CPU as a control shaft operating angle control means. The control device CPU receives detection signals from various sensors such as an engine (engine) speed sensor 103 for detecting the engine (engine) speed and an engine (engine) load sensor 104 for detecting the load of the engine (engine). Based on the current engine operating condition, the target valve characteristic is determined according to the detected engine operating condition, and the control shaft 16 is driven to an angular position corresponding to the target valve characteristic. Based on the actual operating angle of the control axis detected by the angle sensor 102, a drive signal (drive current) is output to the DC servo motor 101. The configuration content of the control device CPU will be described later.
[0031]
Hereinafter, the operation of the variable valve system will be described. First, when the engine is running at a low speed and a low load, the DC servo motor 101 is rotationally driven in one direction by a control signal (drive current) from the control device CPU. For this reason, the control cam 17 has the shaft center P1 held in the upper left rotation position from the shaft center P2 of the control shaft 16 as shown in FIGS. 6A and 6B, and the thick wall portion 17a extends upward from the cam shaft 13. Move away. For this reason, the entire rocker arm 18 moves upward with respect to the camshaft 13, whereby each rocking cam 20 is forcibly pulled up slightly by the end portion 23 via the link member 26. Rotate left.
[0032]
6A and 6B, when the eccentric cam 15 rotates and pushes up the one end portion 18b of the rocker arm 18 via the link arm 25, the lift amount of the rocker cam 20 and the valve lifter is increased via the link member 26. The lift amount L1 is relatively small as shown in FIG. 6B.
[0033]
Therefore, in such a low-speed and low-load region, as shown by the broken line in FIG. 8, the valve lift amount is reduced, the opening timing of each intake valve 12 is delayed (the operating angle is reduced), and the valve overlaps with the exhaust valve. Becomes smaller. For this reason, improvement in fuel consumption and stable rotation of the engine can be obtained.
[0034]
On the other hand, when the engine shifts to a high speed and a high load, the DC servo motor 101 is rotationally driven in the opposite direction by a control signal from the control device CPU. Therefore, as shown in FIGS. 7A and 7B, the control shaft 16 rotates the control cam 17 clockwise from the position shown in FIG. 6 to move the shaft center P1 (thick portion 17a) downward. For this reason, the entire rocker arm 18 moves in the direction of the camshaft 13 (downward), and the other end 18c presses the upper end 23 of the swing cam 20 downward via the link member 26. The entire swing cam 20 is rotated clockwise by a predetermined amount.
[0035]
Therefore, the contact position of the lower surface of the swing cam 20 with respect to the upper surface of the valve lifter 19 is moved to the left position as shown in FIGS. Therefore, when the eccentric cam 15 rotates as shown in FIG. 7 and the one end 18b of the rocker arm 18 is pushed up via the link arm 25, the lift amount L2 with respect to the valve lifter 19 increases as shown in FIG. 7B.
[0036]
Therefore, in such a high-speed and high-load region, the cam lift characteristic is larger than that in the low-speed and low-load region, the valve lift amount (operating angle) is increased as shown by the solid line in FIG. Is early and the closing time is delayed. As a result, the intake charging efficiency is improved and a sufficient output can be secured.
[0037]
By the way, in the variable valve system, the control shaft 16 is driven to an angular position corresponding to the target valve characteristic, and the actual valve characteristic is controlled to the target valve characteristic. If there is a variation in the relationship between the angular position of the control shaft 16 and the valve characteristics, the actual valve characteristics cannot be controlled accurately with respect to the target valve characteristics.
[0038]
Therefore, as shown in the prior art, as shown in the system diagram of FIG. 10 and the block diagram of FIG. 11, the operating angle (rotational position) of the control shaft 3 for changing the swing fulcrum is set to a potentiometer or the like. Based on this detected operating angle signal, the position servo controller (linear controller) provided in the control device compares the detected operating angle with the target control shaft operating angle based on the detected operating angle signal, and performs control. The drive control signal for the DC servo motor is feedback-controlled based on the operating angle so that the operating angle (rotating position) of the shaft 3 becomes the target control shaft operating angle (rotating position) corresponding to the target valve characteristic. ing. A reduction gear is interposed between the DC servo motor and the control shaft 3.
[0039]
However, in the variable valve apparatus, as shown in FIG. 1, since the rocker arm 18 and the swing cam 20, 20 are linked by link members 26 and 26, the VEL mechanism block diagram of FIG. 11 As shown, the reaction force torque from the engine side caused by the reaction force of each valve spring 33, 33, the combustion pressure, etc. is transmitted through the valve lifter 19, the swing cams 20, 20, the link members 26, 26 and the rocker arm 18. The torque generated by the DC servo motor 101 is transmitted to the control shaft 16 of the mechanical mechanism.
[0040]
In the feedback control of the control shaft operating angle, since the control based on the operating angle has a large control delay, during the fixed position control in which the operating angle is held at a predetermined angular position, as shown in FIG. In addition, a control deviation based on the reaction force torque is generated, and particularly when the engine speed is high, the control deviation based on the reaction force torque appears remarkably. It is damaged, and sufficient engine output improvement effect and fuel consumption reduction effect cannot be obtained.
[0041]
Therefore, in the variable valve operating apparatus according to the embodiment of the present invention, the operation angle control response characteristic of the control shaft 16 is determined from the target operation angle as the content of the control device CPU that outputs a motor drive signal to the DC servo motor 101 in the VEL mechanism. In addition to the first current control amount calculation means B4 that calculates the current control amount based on the considered reference model, the control is performed from the deviation between the reference model of the control operating angle and the control shaft operating angle detected by the operating angle sensor 102. A second current control amount calculation means B7 for calculating a current control amount that eliminates the influence of the reaction torque from the engine side on the shaft 16 is provided. Hereinafter, the control contents are shown in the system block diagram of FIG. This will be explained based on.
[0042]
That is, the control device CPU includes an engine speed detection means B1 for detecting the engine speed based on a signal from the engine speed sensor 103, and an engine load detection for detecting the engine load based on a signal from the engine load sensor 104. Means B2, engine speed detected by engine speed detecting means B1, target operating angle calculating means B3 for determining a target control shaft operating angle from engine load detected by engine load detecting means B2, and target operating angle The first current control amount calculating means B4 for calculating the current control amount based on the reference model that takes into account the operating angle control response characteristics of the control shaft 16 and the target control axis operating angle determined by the target operating angle calculating means B3. Based on the reference model calculation means B5 for calculating the reference model output based on the signal from the operation angle sensor 102, the actual operation of the control shaft 16 The effect of reaction torque is eliminated by the deviation between the operating angle detecting means B6 for detecting the reference angle, the reference model calculated by the reference model calculating means and the actual operating angle of the control shaft 16 detected by the operating angle detecting means B6. Second current control amount calculation means B7 for calculating the current control amount to be performed, current control amount calculated by the second current control amount calculation means B7, and current control calculated by the first current control amount calculation means B4 The PWM output setting means B8 converts the sum of the quantity into a motor drive signal, and this motor drive signal is output to the DC servo motor 101 in the VEL mechanism.
[0043]
More specifically, the signal flow from the target operating angle calculation means B3 to the operating angle of the control shaft 16 via the first current control amount calculation B4 is as shown in the block diagram of FIG. The PWM output setting means B8 is a calculation with a gain of 1 and no response delay, and can be ignored as the signal flow, so it is omitted here.
[0044]
Here, if the first current control amount calculation B4 is defined as [reference model / VEL mechanism transfer characteristic], the signal flow is as shown in the block diagram of FIG. As shown in the block diagram of FIG. 15B, the response of the operating angle (output) with respect to () agrees with the reference model as a result of cancellation of the VEL mechanism transmission characteristic and the VEL mechanism. Therefore, the reference model may be set so as to obtain a desired control shaft operating angle control response characteristic. In the embodiment of the present invention, the reference model is set as shown in FIG.
[0045]
Next, regarding the second current control amount calculation means B7 in consideration of suppression of reaction force torque (disturbance), the operation of the control shaft 16 from the target control shaft operation angle via the second current control amount calculation means B7. The signal flow to the corner is as shown in the block diagram of FIG. In this block, it can be assumed that the place where the reaction force torque is input is between the second current control amount calculation means B7 and the VEL mechanism as shown in the block diagram of FIG.
[0046]
Therefore, the object of the present invention is to suppress the reaction force torque (disturbance) during steady control (during fixed position control of the control shaft operating angle), and therefore, the norm model calculation means B5 and the first current control amount calculation B4. The signal flow from the reaction force torque to the operating angle of the control shaft 16 is expressed as shown in the block diagram of FIG.
[0047]
Here, the frequency of the reaction force torque is synchronized with the rotation of the camshaft 13 and is known. Therefore, as shown in FIG. 20, the reaction force torque generation frequency band from the reaction force torque to the operating angle frequency response. By setting the transfer characteristic of the second current control amount calculation means B7 so that only the input / output gain is reduced, the influence (fluctuation) of the reaction torque on the operating angle can be eliminated.
[0048]
Therefore, the block diagram of FIG. 19 is represented by a block diagram as shown in FIG. 21, in which the disturbance input is u, the output is Y, the transfer function (forward) of the VEL mechanism is G, the second current If the transfer function (backward) of the control amount calculation means B7 is C,
Y = (u-YC) G = uG-YGC
Y / u = G-GC (Y / u)
Therefore, the transfer characteristic between u and Y is
Y / u = G / (1 + GC)
It becomes.
Therefore, the influence on the output Y by the disturbance input u is suppressed by the transfer characteristic of G / (1 + GC).
[0049]
As described above, in the control device CPU according to the embodiment of the present invention, the first current control amount calculation that calculates the current control amount based on the norm model considering the operation angle control response characteristic of the control shaft 16 from the target operation angle. In addition to the means B4, a second current control amount calculation means B7 for calculating a current control amount for removing the influence of the reaction torque based on the deviation between the target control shaft operating angle and the actual operating angle of the control shaft 16 is provided. 2 Based on the sum of the current control amount calculated by the current control amount calculation means B7 and the current control amount calculated by the first current control amount calculation means B4, the drive control of the DC servo motor 101 in the VEL mechanism is performed. As a result, during the fixed position control of the control shaft operating angle, the non-linear characteristic is caused by the valve spring reaction force transmitted from the engine side to the control shaft 16 through the swing cam 20 and the rocker arm 18 and the like. It is possible to suppress operating angle fluctuations that occur based on reaction force torque (engine speed and fluctuations at each operating angle), thereby preventing a reduction in control accuracy and sufficiently improving engine output and reducing fuel consumption. Can be obtained.
[0050]
Although the embodiment of the present invention has been described above, the specific configuration is not limited to the embodiment of the present invention, and the present invention is not limited even if there is a design change or the like without departing from the gist of the present invention. Included in the invention.
[0051]
For example, in the embodiment of the invention, the intake valve is taken as an example of the engine valve, but the present invention can also be applied to an exhaust valve.
In addition, the variable valve mechanism to which the present invention is applied is not limited to the structure illustrated in the embodiment of the present invention, but the structure shown in the conventional example and other variable valve mechanisms. The present invention can be applied to all mechanisms.
[0052]
【The invention's effect】
As has been described above in detail, in the variable valve control apparatus for an internal combustion engine of the present invention according to claim 1, wherein, as described above, the operation angle detecting means for detecting an output operating angle of the control shaft, the operation of the institutional a target operating angle calculation means for calculating a target control shaft operating angle in accordance with the state, to the electromagnetic actuator to the control shaft is rotated so that the front Symbol goals control shaft operating angle based on the output operating angle a control shaft operating angle control means for the driving current for feedback control, the provided of, wherein the control shaft operating angle control means, an output operation of the relative target control shaft operating angle, taking into account the operation response of the control shaft Reference model calculation means for calculating a reference model by applying a reference model characteristic obtained by modeling an angle; the reference model characteristic for the target control shaft operating angle ; and the target control shaft operation of the variable valve gear In the corner And inverse characteristics of the variable valve transmission characteristic which is a transfer characteristic of the operating angle for Flip control current, a first current control amount calculation means for calculating a first current control quantity to act, the reference model and the previous SL output the second current control amount calculation means and the first current control for calculating a second current control quantity you remove components in the frequency band of the reaction force torque corresponding to the rotational speed of the camshaft from the deviation between the control shaft operating angle The output setting means for outputting the sum of the amount and the second current control amount as a drive current for the electromagnetic actuator is provided, so that the cam can be controlled during the fixed position control of the control shaft operating angle. It is possible to suppress operating angle fluctuations that occur based on reaction torque (variation at each engine speed and operating angle), which is a non-linear characteristic caused by valve spring reaction force transmitted to the control shaft through a rocker arm, etc. More, reduction in control accuracy is prevented, so that sufficient engine output improvement and fuel consumption reduction effect is obtained.
[Brief description of the drawings]
1 is a cross-sectional view (a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 2) showing a variable valve operating apparatus during an internal combustion period according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a side view of the variable valve device.
FIG. 3 is a plan view of the variable valve operating device.
FIG. 4 is a perspective view showing an eccentric cam used in the variable valve operating apparatus.
FIG. 5 is a valve lift characteristic diagram corresponding to the base end surface of the swing cam and the cam surface in the variable valve device.
6 is a cross-sectional view (cross-sectional view taken along line BB in FIG. 2) showing the operation of the variable valve device at low speed and low load.
7 is a cross-sectional view showing the operation of the variable valve device at high speed and high load (cross-sectional view taken along line BB in FIG. 2).
FIG. 8 is a characteristic diagram of valve timing and valve lift of the variable valve device.
FIG. 9 is a block diagram showing an operating angle control system of the variable valve operating apparatus.
FIG. 10 is a system diagram showing the contents of an operating angle control circuit of a variable valve device of a conventional example.
FIG. 11 is a block diagram showing the contents of an operating angle control circuit of a conventional variable valve operating apparatus.
FIG. 12 is a time chart showing control shaft operating angle fluctuations in the variable valve operating apparatus.
FIG. 13 is a system block diagram of the variable valve operating apparatus.
FIG. 14 is a block diagram showing a signal path passing through first current control amount calculation means in the system block diagram of the variable valve operating apparatus.
FIG. 15 is a block diagram showing response characteristics of a signal path passing through first current control amount calculation means in the system block diagram of the variable valve operating apparatus.
FIG. 16 is a time chart showing a reference model used in the first current control amount calculation means.
FIG. 17 is a block diagram showing a signal path passing through a second current control amount calculation means in the system block diagram of the variable valve operating apparatus.
FIG. 18 is a block diagram showing a disturbance input state in a signal path passing through a second current control amount calculation means in the system block diagram of the variable valve operating apparatus.
FIG. 19 is a block diagram showing a signal flow from a reaction force torque to an operating angle in a signal path passing through a second current control amount calculation means in the system block diagram of the variable valve operating apparatus.
FIG. 20 is an input / output gain characteristic diagram with respect to frequency in the second current control amount calculation means in the system block diagram of the variable valve operating apparatus.
FIG. 21 is a block diagram showing a signal flow from a reaction force torque to an operating angle in a signal path passing through a second current control amount calculation means in the system block diagram of the variable valve operating apparatus.
FIG. 22 is a cross-sectional view showing a conventional variable valve operating apparatus.
FIG. 23 is a block diagram showing an operating angle control system for a variable valve operating apparatus according to a conventional example.
[Explanation of symbols]
12 Intake valve (engine valve)
13 Cam shaft 15 Eccentric cam (oscillation drive means)
16 Control shaft 17 Control cam 18 Rocker arm 20 Oscillating cam 25 Link arm (oscillating drive means)
33 Valve spring CPU control device (control shaft operating angle control means)
101 DC servo motor (electromagnetic actuator)
102 Working angle sensor (working angle detection means)
103 engine speed sensor (engine speed detection means)
104 Engine load sensor (engine load detection means)
B4 First current control amount calculation means B7 Second current control amount calculation means B8 Output setting means (PWM output setting means)

Claims

カム軸と略平行に配設された制御軸と、
該制御軸の外周に偏心して固定された制御カムと、
該制御カムに揺動自在に軸支されたロッカアームと、
前記カム軸の回転に応じて前記ロッカアームの一端部を揺動駆動する揺動駆動手段と、
前記ロッカアームの他端部に連係して揺動して機関弁を開作動させる揺動カムと、
前記機関弁を閉じる方向に付勢するバルブスプリングと、
前記制御軸を目標制御軸作動角に回転駆動する電磁アクチュエータと、
を備えた内燃機関の可変動弁装置の制御装置であって、
前記制御軸の出力作動角を検出する作動角検出手段と、
機関の運転状態に応じた目標制御軸作動角を演算する目標作動角演算手段と、
前記出力作動角に基づいて前記目標制御軸作動角となるように前記制御軸を回転駆動させるべく前記電磁アクチュエータへの駆動電流をフィードバック制御する制御軸作動角制御手段と、
を設け、
前記制御軸作動角制御手段には、
前記目標制御軸作動角に対して、前記制御軸の作動応答特性を考慮した出力作動角をモデル化した規範モデル特性を作用させて規範モデルを演算する規範モデル演算手段と、
前記目標制御軸作動角に対して、前記規範モデル特性と、前記可変動弁装置の前記目標制御軸作動角に応じた制御電流に対する作動角の伝達特性である可変動弁伝達特性の逆特性と、を作用して第１電流制御量を演算する第１電流制御量演算手段と、
前記規範モデルと前記出力制御軸作動角との偏差から前記カム軸の回転数に応じた反力トルクの周波数帯の成分を除去する第２電流制御量を演算する第２電流制御量演算手段と、
前記第１電流制御量と前記第２電流制御量とを加算したものを、前記電磁アクチュエータに対する駆動電流として出力する出力設定手段と、
を設けた特徴とする内燃機関の可変動弁制御装置。A control shaft disposed substantially parallel to the cam shaft;
A control cam eccentrically fixed to the outer periphery of the control shaft;
A rocker arm pivotally supported by the control cam;
Oscillating drive means for oscillating and driving one end of the rocker arm according to the rotation of the camshaft;
A swing cam that swings in conjunction with the other end of the rocker arm and opens the engine valve;
A valve spring that urges the engine valve in a closing direction;
An electromagnetic actuator that rotationally drives the control axis to a target control axis operating angle;
A control device for a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine comprising:
An operating angle detecting means for detecting an output operating angle of the control shaft;
Target operating angle calculating means for calculating a target control shaft operating angle according to the operating state of the engine;
Control shaft operating angle control means for feedback controlling a drive current to the electromagnetic actuator so as to rotationally drive the control shaft so as to be the target control shaft operating angle based on the output operating angle;
Provided,
In the control shaft operating angle control means,
A reference model calculation means for calculating a reference model by operating a reference model characteristic obtained by modeling an output operation angle in consideration of an operation response characteristic of the control axis with respect to the target control axis operation angle;
With respect to the target control shaft operating angle, the reference model characteristics, and a reverse characteristic of a variable valve transmission characteristic that is a transmission characteristic of an operating angle with respect to a control current according to the target control shaft operating angle of the variable valve operating device, , A first current control amount calculating means for calculating the first current control amount;
The second current control amount calculation for calculating a second current control quantity you remove components in the frequency band of the reaction force torque corresponding to the rotational speed of the cam shaft from the reference model and the deviation between the previous SL output control shaft operating angle Means,
Output setting means for outputting a sum of the first current control amount and the second current control amount as a drive current for the electromagnetic actuator;
The variable valve control apparatus for an internal combustion engine and features provided.