JP4060168B2

JP4060168B2 - Intake air amount control device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP4060168B2
Application number: JP2002333727A
Authority: JP
Inventors: 博和清水; 憲一町田
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2002-11-18
Filing date: 2002-11-18
Publication date: 2008-03-12
Anticipated expiration: 2022-11-18
Also published as: JP2004169573A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、吸気バルブのバルブ作動特性とスロットル弁の開度とによって、運転状態に応じた目標負圧を発生させつつ、目標吸入空気量に制御する内燃機関の吸入空気量制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、アクセル開度と機関回転速度とに基づく要求トルク相当の目標吸入量が得られるように、吸気バルブのバルブ作動特性を制御する機関が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
このような機関においては、基本的にはスロットル弁を全開とした所謂ノンスロットル運転を行うが、キャニスタパージやブローバイガスの処理のため、スロットル弁を制御することで所定の負圧を発生させるようにしている。
【０００４】
【特許文献１】
特開平１１−６２６３９号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、スロットル弁については、従来から、その開度の基準となる全閉位置の学習等さまざまな学習方法が提案されており、比較的安定かつ精度よく開度制御を実行することができる。
【０００６】
一方、吸気バルブのバルブ作動特性を可変とする可変動弁機構については、そのバラツキ（個体バラツキや経時劣化、環境（温度）変動に伴うバラツキ）によって吸気バルブの開口面積、すなわち、吸気バルブを通過する空気量が変化してしまうため、たとえスロットル弁が正確に制御されていたとしても、可変動弁機構の僅かなバラツキによって前記所定の負圧を発生させることができず、また、要求トルクに相当する吸入空気量を得ることができなくなるという問題がある。
【０００７】
本発明は、上記問題に鑑みなされたものであり、可変動弁機構をそのバラツキに対応させて制御することにより、目標負圧を発生させると共に、要求トルクに相当する吸入空気量を精度よく得ることができる内燃機関の吸入空気量制御装置を提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
このため、本発明に係る内燃機関の吸入空気量制御装置は、機関の吸気バルブのバルブ作動特性を可変とする可変動弁機構と、機関の吸気通路に介装され、アクチュエータによって開閉駆動されるスロットル弁と、前記スロットル弁下流の吸気通路内の負圧を検出する負圧検出手段と、目標吸入空気量に基づいて前記可変動弁機構を制御すると共に、前記可変動弁機構が制御されたときに目標負圧を発生させるように前記スロットル弁を制御する制御手段と、前記制御手段によって前記可変動弁機構及び前記スロットル弁が各制御目標値に制御されたにもかかわらず、前記負圧検出手段により検出される実際の負圧が前記目標負圧となっていないときに、その圧力差に応じて前記可変動弁機構の制御を補正する補正手段と、を備えることを特徴とする。
【０００９】
このようにすれば、目標負圧を発生させつつ、目標吸入空気量が得られるように、吸気バルブのバルブ作動特性とスロットル弁とを制御するが、検出した実際の負圧が目標負圧となっていないときは、可変動弁機構のバラツキによるものとし、その圧力差に応じて吸気バルブのバルブ作動特性が修正されるので、目標負圧を確実に発生させることができ、ひいては、吸入空気量制御の精度を向上できる。
【００１０】
また、請求項２に係る発明は、前記可変動弁機構が吸気バルブのバルブリフト量を可変とする構成を含み、目標吸入空気量に基づいて設定される目標バルブリフト量を前記目標負圧と検出した負圧との偏差に応じた補正値で補正し、前記吸気バルブのバルブリフト量が補正後のバルブリフト量となるように前記可変動弁機構を制御するようにした。
【００１１】
このようにすれば、目標負圧を発生させつつ、目標吸入空気量が得られるように、吸気バルブのバルブリフト量とスロットル弁とを制御したにもかかわらず、実際の発生負圧が目標負圧になっていないときは、可変動弁機構のバラツキ等によって吸気バルブの実際のバルブリフト量（バルブ開口面積）が所望のバルブリフトに制御されていないものと判断し、そのずれ分を修正した補正後のバルブリフト量となるように制御される。これにより、可変動弁機構のバラツキを修正して目標負圧を発生させると共に、吸入空気量制御の精度を向上できる。
【００１２】
さらにまた、検出した負圧が前記目標負圧となるまで前記補正値を徐々に変化させるようにした。
このようにすれば、過補正を防止しつつ目標負圧を発生させるように可変動弁機構を制御できる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図に基づいて説明する。
図１は、車両用内燃機関の構成図である。図１において、内燃機関１０１の吸気通路１０２には、スロットルモータ１０３ａでスロットル弁１０３ｂを開閉駆動する電子制御スロットル１０４が介装されており、該電子制御スロットル１０４及び吸気バルブ１０５を介して、燃焼室１０６内に空気が吸入される。
【００１４】
燃焼排気は、燃焼室１０６から排気バルブ１０７を介して排出され、フロント触媒１０８及びリア触媒１０９で浄化された後、大気中に放出される。
前記吸気バルブ１０５は、可変バルブ作動角／リフト機構（ＶＥＬ）１１２によってバルブリフト量及びバルブ作動角が連続的に変えられると共に、可変バルブタイミング機構ＶＴＣ１１３によってバルブタイミングが連続的に変えられるようになっている。なお、バルブリフト量とバルブ作動角とは、一方の特性が決まれば他方の特性も決まるように同時に変えられる。
【００１５】
一方、前記排気バルブ１０７は、排気側カム軸１１０に軸支されたカム１１１によって一定のバルブリフト量及びバルブ作動角を保って開閉駆動される。
マイクロコンピュータを内蔵するコントロールユニット（Ｃ／Ｕ）１１４には、アクセル開度ＡＶＯを検出するアクセルペダルセンサＡＰＳ２０１、前記吸気通路１０２の上流部で空気量Ｑａを検出するエアフローメータ２０２、クランク軸１２０から回転信号Ｎｅを取り出すクランク角センサ２０３、スロットル弁１０３ｂの開度ＴＶＯを検出するスロットルセンサ２０４、機関１０１の冷却水温度Ｔｗを検出する水温センサ２０５、スロットル弁１０３ｂより下流側の吸気マニホールド圧ｐｍを検出する吸気圧センサ２０６、吸気側カム軸の回転位置を検出するカムセンサ２０７等の各種センサ類からの検出信号が入力される。
そして、スロットル弁１０３ｂの開度及び吸気バルブ１０５の作動特性によって、目標負圧（目標Ｂｏｏｓｔ）を発生させつつ、アクセル開度に対応する目標吸入空気量が得られるように、アクセルペダルセンサＡＰＳ２０１で検出されるアクセルペダルの開度ＡＰＯ等に応じて前記電子制御スロットル１０４、前記ＶＥＬ１１２及び前記ＶＴＣ１１３を制御すると共に、例えば、特開２０００−３５２３４２号公報に記載されているように、機関の運転停止毎に前記スロットル弁１０３ｂの全閉位置学習を行う。
【００１６】
また、各気筒の吸気バルブ１０５上流側の吸気ポート１３０には、電磁式の燃料噴射弁１３１が設けられ、該燃料噴射弁１３１は、前記Ｃ／Ｕ１１４からの噴射パルス信号によって開弁駆動され、所定圧力に調整された燃料を噴射供給する。燃焼室１０６に臨む点火栓１３２は、前記Ｃ／Ｕ１１４からの点火信号によって駆動され、燃焼室１０６内の混合気に火花点火を行う。
【００１７】
ここで、前記ＶＥＬ１１２及びＶＴＣ１１３の構造を詳細に説明する。但し、これらは一例であり、これに限るものではない。
まず、ＶＥＬ１１２について説明する。本実施形態における前記ＶＥＬは、図２〜図４に示すように、一対の吸気バルブ１０５、１０５と、シリンダヘッド１１のカム軸受１４に回転自在に支持された中空状のカム軸（前記駆動軸）１３と、該カム軸１３に軸支された回転カムである２つの偏心カム１５、１５と、前記カム軸１１０の上方位置に同じカム軸受１４に回転自在に支持された制御軸１６と、該制御軸１６に制御カム１７を介して揺動自在に支持された一対のロッカアーム１８、１８と、各吸気バルブ１０５、１０５の上端部にバルブリフター１９、１９を介して配置された一対のそれぞれ独立した揺動カム２０、２０とを備えている。
【００１８】
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、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。
【００１９】
前記偏心カム１５は、図５に示すように、略リング状を呈し、小径なカム本体１５ａと、該カム本体１５ａの外端面に一体に設けられたフランジ部１５ｂとからなり、内部軸方向にカム軸挿通孔１５ｃが貫通形成されていると共に、カム本体１５ａの軸心Ｘがカム軸１３の軸心Ｙから所定量だけ偏心している。また、前記偏心カム１５は、カム軸１３に対し前記バルブリフター１９に干渉しない両外側にカム軸挿通孔１５ｃを介して圧入固定されていると共に、カム本体１５ａの外周面１５ｄが同一のカムプロフィールに形成されている。
【００２０】
前記ロッカアーム１８は、図４に示すように、略クランク状に屈曲形成され、中央の基部１８ａが制御カム１７に回転自存に支持されている。また、基部１８ａの外端部に突設された一端部１８ｂには、リンクアーム２５の先端部と連結するピン２１が圧入されるピン孔１８ｄが貫通形成されている一方、基部１８ａの内端部に突設された他端部１８ｃには、各リンク部材２６の後述する一端部２６ａと連結するピン２８が圧入されるピン孔１８ｅが形成されている。
【００２１】
前記制御カム１７は、円筒状を呈し、制御軸１６外周に固定されていると共に、図２に示すように軸心Ｐ１位置が制御軸１６の軸心Ｐ２からαだけ偏心している。
【００２２】
前記揺動カム２０は、図２及び図６、図７に示すように略横Ｕ字形状を呈し、略円環状の基端部２２にカム軸１３が嵌挿されて回転自在に支持される支持孔２２ａが貫通形成されていると共に、ロッカアーム１８の他端部１８ｃ側に位置する端部２３にピン孔２３ａが貫通形成されている。
【００２３】
また、該揺動カム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。すなわち、図８に示すバルブリフト特性からみると、図２に示すように基円面２４ａの所定角度範囲θ１がベースサークル区間になり、また、カム面２４ｂの前記ベースサークル区間θ１から所定角度範囲θ２が所謂ランプ区間となり、更に、カム面２４ｂのランプ区間θ２から所定角度範囲θ３がリフト区間になるように設定されている。
【００２４】
前記リンクアーム２５は、円環状の基部２５ａと、該基部２５ａの外周面所定位置に突設された突出端２５ｂとを備え、基部２５ａの中央位置には、前記偏心カム１５のカム本体１５ａの外周面に回転自在に嵌合する嵌合穴２５ｃが形成されている一方、突出端２５ｂには、前記ピン２１が回転自在に挿通するピン孔２５ｄが貫通形成されている。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部材が構成される。
【００２５】
前記リンク部材２６は、所定長さの直線状に形成され、円形状の両端部２６ａ、２６ｂには前記ロッカアーム１８の他端部１８ｃと揺動カム２０の端部２３の各ピン孔１８ｄ、２３ａに圧入した各ピン２８、２９の端部が回転自在に挿通するピン挿通孔２６ｃ、２６ｄが貫通形成されている。なお、各ピン２１、２８、２９の一端部には、リンクアーム２５やリンク部材２６の軸方向の移動を規制するスナップリング３０、３１、３２が設けられている。
【００２６】
前記制御軸１６は、図１０に示すように、一端部に設けられたアクチュエータ（ＤＣサーボモータ）１２１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いる。そして、前記制御軸１６の作動角を前記アクチュエータ１２１で変化させることによって、制御カム１７の軸心Ｐ１に対する制御軸１６の軸心Ｐ２の位置を変化し、吸気バルブ１０５、１０５のバルブリフト量及びバルブ作動角が連続的に変化する（図９参照）。
【００２７】
より具体的に説明すると、図１０において、前記ＤＣサーボモータ１２１は、その回転軸が前記制御軸１６に平行となるよう配置されており、該回転軸の先端には、第１かさ歯車１２２が軸支されている。
【００２８】
前記制御軸１６の先端には、一対のステー１２３ａ、１２３ｂが固定されており、該一対のステー１２３ａ、１２３ｂの先端部の間にはナット１２４が固定されている。
【００２９】
また、前記ナット１２４に噛み合わされるネジ棒１２５の端部には、前記第１かさ歯車１２２と噛み合う第２かさ歯車１２６が軸支されており、前記ＤＣサーボモータ１２１の回転が前記ネジ棒１２５に伝達されるようになっている。
【００３０】
そして、前記ＤＣサーボモータ１２１によってネジ棒１２５が回転し、該ネジ棒１２５に噛み合うナット１２４の位置がネジ棒１２５の軸方向に変位することで制御軸１６が回転される。なお、ナット１２４の位置が第２かさ歯車１２６に近づく方向が、バルブリフト量が小さくなる方向となっており、逆に、ナット１２４の位置を第２かさ歯車１２６から遠ざかる方向が、バルブリフト量が大きくなる方向となっている。
【００３１】
また、前記制御軸１６の先端には、図１０に示すように、該制御軸１６の作動角を検出するポテンショメータ式の作動角センサ２０８が設けられており、該作動角センサ２０８で検出される作動角（ＶＣＳ−ＡＮＧＬ）が目標作動角（ＴＧＶＥＬ）に一致するように、前記Ｃ／Ｕ１１４が前記ＤＣサーボモータ１２１をフィードバック制御する。
【００３２】
次に、ＶＴＣ１１３について説明する。本実施形態におけるＶＴＣ１１３は、ベーン式の可変バルブタイミング機構であり、クランク軸に対するカム軸の回転位相を変化させてバルブ作動角一定のままバルブタイミングを制御する。図１１において、ＶＴＣ１１３は、クランク軸１２０によりタイミングチェーンを介して回転駆動されるカムスプロケット５１（タイミングスプロケット）と、吸気側カム軸１３の端部に固定されてカムスプロケット５１内に回転自在に収容された回転部材５３と、該回転部材５３をカムスプロケット５１に対して相対的に回転させる油圧回路５４と、カムスプロケット５１と回転部材５３との相対回転位置を所定位置で選択的にロックするロック機構６０とを備えている。
【００３３】
前記カムスプロケット５１は、外周にタイミングチェーン（又はタイミングベルト）が噛合する歯部を有する回転部（図示省略）と、該回転部の前方に配置されて前記回転部材５３を回転自在に収容するハウジング５６と、該ハウジング５６の前後開口を閉塞するフロントカバー、リアカバー（図示省略）とから構成される。
【００３４】
前記ハウジング５６は、前後両端が開口形成された円筒状を呈しており、その内周面には、それぞれハウジング５６の軸方向に沿って設けられた略台形状の４つの隔壁部６３が９０°間隔で突設されている。
【００３５】
前記回転部材５３は、吸気側カム軸１３の前端部に固定されており、円環状の基部７７の外周面に９０°間隔で第１〜第４ベーン７８ａ〜７８ｄが設けられている。
【００３６】
前記第１〜第４ベーン７８ａ〜７８ｄは、それぞれ前記隔壁部６３と逆の台形状を呈しており、各隔壁部６３間の凹部に配置されて該凹部を回転方向の前後に隔成する。前記第１〜第４ベーン７８ａ〜７８ｄそれぞれの両側と各隔壁部６３の両側面との間には、進角側油圧室８２と遅角側油圧室８３とが形成される。
【００３７】
前記ロック機構６０は、ロックピン８４が、前記回転部材５３の最大遅角側の回動位置（基準作動状態）において係合孔（図示省略）に係入することで回転部材５３をロックするようになっている。
【００３８】
前記油圧回路５４は、前記進角側油圧室８２に対して油圧を給排する第１油圧通路９１と、遅角側油圧室８３に対して油圧を給排する第２油圧通路９２と、の２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路９１、９２には、供給通路９３とドレン通路９４ａ、９４ｂとが、それぞれ通路切り換え用の電磁切換弁９５を介して接続されている。
【００３９】
前記供給通路９３には、オイルパン９６内の油を圧送するエンジン駆動のオイルポンプ９７が設けられており、また、ドレン通路９４ａ、９４ｂの下流端がオイルパン９６に連通している。
【００４０】
前記第１油圧通路９１は、前記回転部材５３の基部７７内に略放射状に形成されて各進角側油圧室８２に連通する４本の分岐路９１ｄに接続され、第２油圧通路９２は、各遅角側油圧室８３に開口する４つの油孔９２ｄに接続される。
【００４１】
前記電磁切換弁９５は、内部のスプール弁体が各油圧通路９１、９２と、供給通路９３及びドレン通路９４ａ、９４ｂと、を相対的に切り換え制御するようになっている。
【００４２】
そして、前記Ｃ／Ｕ１１４は、前記電磁切換弁９５を駆動する電磁アクチュエータ９９に対する通電量を、ディザ信号が重畳されたデューティ制御信号に基づいて制御する。
【００４３】
例えば、電磁アクチュエータ９９にデューティ比０％の制御信号（ＯＦＦ信号）を出力すると、オイルポンプ４７から圧送された作動油は、第２油圧通路９２を通って遅角側油圧室８３に供給されると共に、進角側油圧室８２内の作動油が、第１油圧通路９１を通って第１ドレン通路９４ａからオイルパン９６内に排出される。従って、遅角側油圧室８３の内圧が高、進角側油圧室８２の内圧が低となって、回転部材５３は、ベーン７８ａ〜７８ｂを介して最大遅角側に回転し、これにより、吸気バルブ１０５の開期間（開時期及び閉時期）が遅くなる。
【００４４】
一方、電磁アクチュエータ９９にデューティ比１００％の制御信号（ＯＮ信号）を出力すると、作動油は、第１油圧通路９１を通って進角側油圧室８２内に供給されると共に、遅角側油圧室８３内の作動油が第２油圧通路９２及び第２ドレン通路９４ｂを通ってオイルパン９６に排出され、遅角側油圧室８３が低圧になる。従って、前記回転部材５３は、ベーン７８ａ〜７８ｄを介して進角側へ最大に回転し、これにより、吸気バルブ１０５の開期間（開時期及び閉時期）が早くなる。
【００４５】
以上の構成において、前記Ｃ／Ｕ１１４による前記電子制御スロットル１０４、ＶＥＬ１１２及びＶＴＣ１１３の制御を、図１２〜図１５のブロック図に従って説明する。
【００４６】
図１２は、ＶＥＬ１１２及びＶＴＣ１１３の目標作動角（ＴＧＶＥＬ０、ＴＧＶＴＣ）の設定を示すブロック図である。
図１２において、目標体積流量比演算部３０１では、以下のようにして内燃機関１０１の目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴ（目標吸入空気量）を算出する。
【００４７】
まず、アクセル開度ＡＰＯ及び機関回転速度Ｎｅに対応する要求空気量Ｑ０を算出する一方、アイドル回転速度制御（ＩＳＣ）で要求されるＩＳＣ要求空気量ＱＩＳＣ（アイドル時要求空気量）を算出する。
【００４８】
そして、前記要求空気量Ｑ０とＩＳＣ要求空気量ＱＩＳＣと合計を、全要求空気量Ｑとして求め（Ｑ＝Ｑ０＋ＱＩＳＣ）、この全要求空気量Ｑを、機関回転速度Ｎｅ及び有効排気量（シリンダ総容積）ＶＯＬ＃で除算することで、目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴ（＝Ｑ／（Ｎｅ・ＶＯＬ＃））を算出する。
【００４９】
ＶＥＬ目標角度演算部３０２では、前記目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴ及び機関回転速度ＮＥに基づいて、前記ＶＥＬ１１２における制御軸１６の基本目標作動角ＴＧＶＥＬ０（すなわち、目標リフト量）を算出する。
【００５０】
第１変換部３０３では、前記基本目標作動角ＴＧＶＥＬ０を基本開口面積ＴＧＡＡＶＥＬ０に変換する。
開口面積補正部３０４では、前記基本開口面積ＴＧＡＡＶＥＬ０に開口面積補正値ＨＯＳＶＥＬＡを乗算して開口面積ＴＧＡＡＶＥＬとする。
【００５１】
スロットル弁１０３ｂは、学習等により比較的安定かつ高精度に制御されているが、このスロットル弁１０３ｂが、目標負圧を発生させるように、すなわち、目標圧力比（目標マニホールド圧Ｐｍ１／大気圧Ｐａ）となるように制御されているにものかかわらず（図１４参照）、検出した実圧力比（実マニホールド圧ＲＥＰｍ１／Ｐａ）が目標圧力比となっていない場合には、ＶＥＬ１１２のバルブリフト特性にずれが生じており、その影響で開口面積が変化してしまったためと考えられる。
【００５２】
そこで、本実施形態では、前記目標圧力比と実圧力比との偏差に基づいて設定される開口面積補正値ＨＯＳＶＥＬＡによって前記基本開口面積ＴＧＡＡＶＥＬ０を補正することで、前記バルブリフト特性のずれ分（開口面積の変化分）を修正するようにしている。なお、ここで用いる開口面積補正値ＨＯＳＶＥＬＡの設定（算出）については、後述する（図１３参照）。
【００５３】
そして、第２変換部３０５では、前記開口面積ＴＧＡＡＶＥＬを前記ＶＥＬ１１２における制御軸の１６の目標作動角ＴＧＶＥＬに変換し、この目標作動角ＴＧＶＥＬを出力する。
【００５４】
これにより、まず、前記ＶＥＬ作動角ＶＣＳ−ＡＮＧＬは、前記目標作動角ＴＧＶＥＬとなるように前記ＶＥＬ１１２のアクチュエータ２０１が駆動される。なお、基本的には、前記目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴが大きく、かつ、機関回転速度Ｎｅが高いほど、リフト量がより大きくなるような目標作動角ＴＧＶＥＬが設定されるが、そのリフト量の最小限界から、低負荷・低回転側においては、目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴに対応する要求値よりも大きなリフト量となる目標作動角ＴＧＶＥＬを設定し、スロットル弁１０３ｂを絞ることで調整できるようになっている。
【００５５】
一方、ＶＴＣ目標角度演算部３０６では、前記目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴ及び機関回転速度Ｎｅに基づいて、前記ＶＴＣ１１３における目標位相ＴＧＶＴＣ（目標進角量）を算出し、この目標位相ＴＧＶＴＣを出力する。これにより、現在の回転位相ＶＴＣＮＯＷが前記目標位相ＴＧＶＴＣとなるように、前記ＶＴＣ１１３の電磁アクチュエータ９９に対する通電量が制御される。
【００５６】
なお、目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴが大きく、かつ、機関回転速度Ｎｅが高いほど、バルブタイミングが遅角側となる目標位相角ＴＧＶＴＣが設定されるようになっている。
【００５７】
図１３は、図１２の開口面積補正部３０４で用いるバルブ開口面積補正値ＨＯＳＶＥＬＡの算出を示すブロック図である。
図１３において、圧力比補正値算出部３１１では、目標圧力比（Ｐｍ１／Ｐａ）と実圧力比（ＲＥＰｍ１／Ｐａ）との偏差に基づいて、ＰＩＤ制御等によって圧力比補正値ＨＯＳＫＡＶＥＬを算出する。なお、前記目標圧力比（Ｐｍ１／Ｐａ）の設定については、後述する（図１５参照）。
【００５８】
ゲイン乗算部３１２では、前記圧力比補正値ＨＯＳＫＡＶＥＬにゲインｇａｉｎ＃を乗算し、加算部３１３において、前回設定したバルブ開口面積補正値ＨＯＳＶＥＬＡｚを加算して、今回のバルブ開口面積補正値として切換出力部３１４に出力する。
【００５９】
切換出力部３１４では、更新条件が成立しているか否かにより、前回設定したバルブ開口面積補正値ＨＯＳＶＥＬＡｚと今回算出したバルブ開口面積補正値とのいずれか一方を選択してバルブ開口面積補正値ＨＯＳＶＥＬＡ０とし、これを出力する。なお、前記更新条件としては、例えば、目標吸入空気量が一定の定常状態にあるときに成立とする。
【００６０】
リミッタ処理部３１５では、出力したバルブ開口面積補正値ＨＯＳＶＥＬＡ０が、リミッタ設定部３１６において、前記基本目標作動角ＴＧＶＥＬ０に基づいて設定される上限値ＬＭＴＨＶＥＨと下限値ＬＭＴＨＶＥＬとの間の値となるよう制限して最終的なバルブ開口面積補正値（係数）ＨＯＳＶＥＬＡを算出し、これを前記開口面積補正部３０４（図１２）に出力する。かかるリミッタ処理を行うのは、過剰な補正によって、例えば、ピストンと吸気バルブとが干渉してしまうような事態をあらかじめ回避するためである。
【００６１】
なお、前記バルブ開口面積補正値ＨＯＳＶＥＬＡは、実圧力比（ＲＥＰｍ１／Ｐａ）が目標圧力比（Ｐｍ１／Ｐａ）となるまで算出され、徐々に変化することになるから、過補正を防止しつつ、目標負圧（及び目標吸入空気量）が得られるようにＶＥＬ１１２を制御できる。
【００６２】
図１４は、スロットル弁１０３ｂの目標開度ＴＤＴＶＯの設定を示すブロック図である。
図１４において、第１変換部４０１では、図に示すような変換テーブルを用いて、前記目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴを状態量ＡＡＮＶ０に変換する。なお、かかる状態量ＡＡＮＶ０は、スロットル弁開口面積をＡｔ、機関回転速度をＮｅ、排気量（シリンダ容積）をＶＯＬ＃としたときにＡｔ／（Ｎｅ・ＶＯＬ＃）で表されるものである。
【００６３】
次に、第１乗算部４０２及び第２乗算部４０３において、前記状態量ＴＡＤＮＶ０に機関回転速度Ｎｅ、排気量ＶＯＬ＃がそれぞれ乗算され、基本スロットル開口面積ＴＶＯＡＡ０とする。なお、かかる基本スロットル開口面積ＴＶＯＡＡ０は、吸気バルブ１０５が基準のバルブ作動特性（以下、これをＳｔｄ．バルブ作動特性という）であるときに要求されるスロットル開口面積である。
【００６４】
第３乗算部４０４では、前記基本スロットル開口面積ＴＶ０ＡＡ０に、吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬを乗算することにより、実際の吸気バルブ１０５の作動特性（すなわち、前記Ｓｔｄ．バルブ作動特性から変化）に応じた補正を行って、スロットル開口面積ＴＶＯＡＡとする。なお、前記吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬの設定については後述する（図１５参照）。
【００６５】
そして、第２変換部４０５では、図に示すような変化テーブルを用いて、前記スロットル開口面積ＴＶＯＡＡをスロットル弁１０３ｂの目標開度（角度）ＴＤＴＶＯに変換し、この目標開度ＴＤＴＶＯを出力する。これにより、スロットル弁１０３ｂの開度が前記目標開度ＴＤＴＶＯとなるように、前記電子制御スロットル１０４が制御され、目標負圧を発生させる。
【００６６】
図１５は、前記吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬの算出を示すブロック図である。この吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬは、吸気バルブ１０５の作動特性が（Ｓｔｄ．バルブ作動特性から）変化しても一定の空気量を確保するために設定されるもので、具体的には、以下のようにして算出される。
【００６７】
まず、スロットル弁１０３ｂを通過する空気流量Ｑｔｈ（ｔ）（ｋｇ／ｓｅｃ）は、次式（１）、（２）のように表すことができる。
【００６８】
【数１】

但し、Ｐａ：大気圧（Ｐａ）、Ｐｍ：マニホールド圧（Ｐａ）、Ｔａ：外気温度（Ｋ）、Ａｔ：スロットル開口面積（ｍ²）である。
【００６９】
これより、吸気バルブ１０５の作動特性が変化（例えば、状態０→状態１に変化）しても空気量を一定にするためには、次式（３）が成立する必要がある。
【００７０】
【数２】

但し、Ｐａ：大気圧、Ｔａ：外気温、Ｐｍ０：Ｓｔｄ．バルブ作動特性時の目標マニホールド圧、Ｐｍ１：バルブ作動特性変化後の目標マニホールド圧、Ａｔ０：Ｓｔｄ．バルブ作動特性時のスロットル弁開口面積、Ａｔ１：バルブ作動特性変化後のスロットル開口面積である。
【００７１】
従って、この場合のＳｔｄ．バルブ作動特性時のスロットル開口面積Ａｔ０とバルブ作動特性変化後（すなわち、ＶＥＬ１１２動作時）のスロットル開口面積との関係は、次式（４）のようになり、これが、吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬである。
【００７２】
【数３】

そこで、まず、基準圧力比算出部４１０では、前記Ｓｔｄ．バルブ作動特性における目標マニホールド圧Ｐｍ０と大気圧Ｐａとの比（Ｐｍ０／Ｐａ；基準圧力比）を、目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴと機関回転速度Ｎｅに基づいて、図中に示すように、あらかじめ全性能的に割り付けられたマップを参照して求める。
【００７３】
そして、ＫＰＡ０算出部４１１において、前記基準圧力比（Ｐｍ０／Ｐａ）に基づいて、図に示すテーブルＴＢＬＫＰＡ０を検索してＫＰＡ０を算出する。なお、かかるＫＰＡ０は、次式（５）で表せるものであり、前記式（４）の分子に相当する。
【００７４】
【数４】

一方、目標圧力比設定部４１２では、前記ＶＥＬ１１２動作時、具体的には、ＶＥＬ作動角が前記目標作動角ＴＧＶＥＬに制御されたときの目標圧力比（Ｐｍ１／Ｐａ）を、目標体積流量比ＴＱＨ０ＶＥＬと機関回転速度Ｎｅに基づいて、図に示すようなテーブルを参照して設定する。なお、ここで設定した目標圧力比Ｐｍ１／Ｐａは、前記圧力比補正値算出部３１１（図１３）にも出力される。
【００７５】
そして、ＫＡＰ１算出部４１３において、前記目標圧力比（Ｐｍ０／Ｐａ）に基づいて、図に示すテーブルＴＢＬＫＰＡ１を検索してＫＰＡ１を算出する。なお、かかるＫＰＡ１は、次式（６）で表せるものであり、前記式（４）の分母に相当する。
【００７６】
【数５】

除算部４１４では、前記ＫＰＡ０をＫＰＡ１で除算して吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬ（＝ＫＰＡ０／ＫＰＡ１）を算出し、これを前記第３乗算部４０４（図１４）に出力する。
【００７７】
以上のように、スロットル弁１０３ｂの開度及び吸気バルブ１０５の作動特性によって、目標負圧を発生し、かつ、アクセル開度に対応する目標吸入空気量が得られるように前記電子制御スロットル１０４、ＶＥＬ１１２及びＶＴＣ１１３を制御する一方、検出した実際の負圧（ＲＥＰｍ１／Ｐａ）が前記目標負圧（Ｐｍ１／Ｐａ）と異なる場合は、その偏差に応じてＶＥＬ１１２の制御を補正するので、ＶＥＬ１１２のバルブリフト特性にずれが生じた場合でも、目標負圧を達成しつつ、精度のよい吸入空気量制御を実行できる。
【００７８】
更に、上記実施形態から把握し得る請求項以外の技術的思想について、以下にその効果と共に記載する。
（イ）請求項２記載の内燃機関の吸入空気量制御装置において、前記可変動弁機構は、更に吸気バルブのバルブタイミングを可変にする構成であって、前記制御手段は、前記補正後のバルブリフト量となるように前記可変動弁機構を制御すると共に、目標吸入空気量に基づいて設定される目標バルブタイミングとなるように前記可変動弁機構を制御することを特徴とする。
【００７９】
このようにすれば、吸気バルブのバルブリフト量とバルブタイミングとによって吸入空気量制御が行えるので、より精度よくかつ広範囲な吸入空気量制御が可能となる。
（ロ）請求項２又は上記（イ）記載の内燃機関の吸入空気量制御装置において、前記可変動弁機構は、クランク軸に同期して回転する駆動軸と、前記駆動軸に固定された駆動カムと、揺動することで前記吸気バルブを開閉作動する揺動カムと、一端で前記駆動カム側と連係し他端で前記揺動カム側と連係する伝達機構と、前記伝達機構の姿勢を変化させる制御カムを有する制御軸と、前記制御軸を回動するアクチュエータと、を含んで構成され、前記アクチュエータにより前記制御軸を回動制御することにより吸気バルブのバルブリフト量を連続的に変化させることを特徴とする。
【００８０】
このようにすれば、アクチュエータによって制御軸を回動制御することで、吸気バルブのバルブリフト量を連続的に変化させて吸入空気量制御を行うことができる。
【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機関のシステム構成図。
【図２】実施の形態における可変バルブ作動角／リフト機構（ＶＥＬ）の断面図（図３のＡ−Ａ断面図）。
【図３】上記ＶＥＬの側面図。
【図４】上記ＶＥＬ機構の平面図。
【図５】上記ＶＥＬに使用される偏心カムの斜視図。
【図６】上記ＶＥＬの低リフト時の作用を示す断面図（図３のＢ−Ｂ断面図）。
【図７】上記ＶＥＬの高リフト時の作用を示す断面図（図３のＢ−Ｂ断面図）。
【図８】上記ＶＥＬにおける揺動カムの基端面とカム面に対応してバルブリフト特性図。
【図９】上記ＶＥＬのバルブタイミングとバルブリフトの特性図。
【図１０】上記ＶＥＬにおける制御軸の回転駆動機構を示す斜視図。
【図１１】実施の形態における可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）を示す断面図。
【図１２】ＶＥＬ及びＶＴＣの目標作動角（ＴＧＶＥＬ０、ＴＧＶＴＣ）の設定を示すブロック図。
【図１３】バルブ開口面積補正値ＨＯＳＶＥＬＡの算出を示すブロック図。
【図１４】スロットルの目標開度ＴＤＴＶＯの設定を示すブロック図。
【図１５】吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬの算出を示すブロック図。
【符号の説明】
１０１…内燃機関、１０５…吸気バルブ、１０７…排気バルブ、１１２…可変バルブ作動角／リフト機構（ＶＥＬ）、１１３…可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）、１１４…コントロールユニット（Ｃ／Ｕ）、１２７…作動角センサ、２０３…クランク角センサ、２０６…吸気圧センサ、２０７…カムセンサ、２０８…作動角センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an intake air amount control device for an internal combustion engine that controls a target intake air amount while generating a target negative pressure corresponding to an operating state based on the valve operating characteristics of an intake valve and the opening of a throttle valve.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, an engine that controls valve operation characteristics of an intake valve has been proposed so that a target intake amount corresponding to a required torque based on an accelerator opening and an engine rotation speed can be obtained (see, for example, Patent Document 1).
[0003]
In such an engine, the so-called non-throttle operation is basically performed with the throttle valve fully opened, but a predetermined negative pressure is generated by controlling the throttle valve for canister purge or blow-by gas processing. I have to.
[0004]
[Patent Document 1]
JP 11-62639 A
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, conventionally, various learning methods have been proposed for the throttle valve, such as learning of the fully closed position, which is a reference for the opening, and the opening control can be executed relatively stably and accurately.
[0006]
On the other hand, the variable valve mechanism that makes the valve operating characteristics of the intake valve variable allows the opening area of the intake valve, that is, the intake valve to pass through the intake valve due to variations (individual variation, deterioration with time, and variation due to environmental (temperature) fluctuation). Therefore, even if the throttle valve is accurately controlled, the predetermined negative pressure cannot be generated due to slight variations in the variable valve mechanism, and the required torque can be reduced. There is a problem that a corresponding intake air amount cannot be obtained.
[0007]
The present invention has been made in view of the above problems, and by generating a target negative pressure by controlling the variable valve mechanism in accordance with the variation, an intake air amount corresponding to the required torque can be obtained with high accuracy. An object of the present invention is to provide an intake air amount control device for an internal combustion engine.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
For this reason, the intake air amount control device for an internal combustion engine according to the present invention includes:A variable valve mechanism that varies the valve operating characteristics of the intake valve of the engine, a throttle valve that is interposed in the intake passage of the engine and is driven to open and close by an actuator, and detects negative pressure in the intake passage downstream of the throttle valve And a control for controlling the throttle valve so as to generate a target negative pressure when the variable valve mechanism is controlled, based on a target intake air amount. The actual negative pressure detected by the negative pressure detecting means becomes the target negative pressure even though the variable valve mechanism and the throttle valve are controlled to the respective control target values by the control means and the control means. Correction means for correcting the control of the variable valve mechanism according to the pressure difference when not.
[0009]
In this way, the valve operating characteristic of the intake valve and the throttle valve are controlled so that the target intake air amount can be obtained while generating the target negative pressure., InspectionWhen the actual negative pressure is not the target negative pressure,It shall be due to variations in the variable valve mechanism,Since the valve operating characteristic of the intake valve is corrected according to the pressure difference, the target negative pressure can be reliably generated, and the accuracy of intake air amount control can be improved.
[0010]
The invention according to claim 2 includes a configuration in which the variable valve mechanism makes the valve lift amount of the intake valve variable, and a target valve lift amount set based on a target intake air amount is defined as the target negative pressure. The variable valve mechanism is controlled so that the valve lift amount of the intake valve becomes the corrected valve lift amount with a correction value corresponding to the deviation from the detected negative pressure.
[0011]
In this way, even though the valve lift amount and the throttle valve of the intake valve are controlled so that the target intake air amount can be obtained while generating the target negative pressure, the actual generated negative pressure is reduced to the target negative pressure. When pressure is not reached, it is determined that the actual valve lift amount (valve opening area) of the intake valve is not controlled to the desired valve lift due to variations in the variable valve mechanism, etc., and the deviation has been corrected. Control is performed so that the corrected valve lift amount is obtained. Thereby, the variation of the variable valve mechanism can be corrected to generate the target negative pressure, and the accuracy of intake air amount control can be improved.
[0012]
Furthermore, the correction value is gradually changed until the detected negative pressure becomes the target negative pressure.
In this way, the variable valve mechanism can be controlled so as to generate the target negative pressure while preventing overcorrection.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a configuration diagram of an internal combustion engine for a vehicle. In FIG. 1, an electronic control throttle 104 that opens and closes a throttle valve 103b by a throttle motor 103a is interposed in an intake passage 102 of the internal combustion engine 101, and combustion is performed via the electronic control throttle 104 and the intake valve 105. Air is sucked into the chamber 106.
[0014]
The combustion exhaust is discharged from the combustion chamber 106 through the exhaust valve 107, purified by the front catalyst 108 and the rear catalyst 109, and then released into the atmosphere.
In the intake valve 105, the valve lift amount and the valve operating angle are continuously changed by a variable valve operating angle / lift mechanism (VEL) 112, and the valve timing is continuously changed by a variable valve timing mechanism VTC 113. ing. The valve lift amount and the valve operating angle can be changed simultaneously so that if one characteristic is determined, the other characteristic is also determined.
[0015]
On the other hand, the exhaust valve 107 is driven to open and close by a cam 111 pivotally supported by the exhaust side camshaft 110 while maintaining a constant valve lift and valve operating angle.
A control unit (C / U) 114 with a built-in microcomputer includes an accelerator pedal sensor APS201 that detects an accelerator opening AVO, an airflow meter 202 that detects an air amount Qa upstream of the intake passage 102, and a crankshaft 120. The crank angle sensor 203 for extracting the rotation signal Ne, the throttle sensor 204 for detecting the opening degree TVO of the throttle valve 103b, the water temperature sensor 205 for detecting the cooling water temperature Tw of the engine 101, and the intake manifold pressure pm downstream from the throttle valve 103b. Detection signals from various sensors such as an intake pressure sensor 206 to detect and a cam sensor 207 to detect the rotational position of the intake camshaft are input.
Then, the accelerator pedal sensor APS201 is used so that the target intake air amount corresponding to the accelerator opening can be obtained while generating the target negative pressure (target Boost) according to the opening of the throttle valve 103b and the operating characteristics of the intake valve 105. The electronic control throttle 104, the VEL 112, and the VTC 113 are controlled in accordance with the detected accelerator pedal opening APO, and the engine is stopped as described in, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 2000-352342. Every time the throttle valve 103b is fully closed is learned.
[0016]
Further, an electromagnetic fuel injection valve 131 is provided in the intake port 130 upstream of the intake valve 105 of each cylinder, and the fuel injection valve 131 is driven to open by an injection pulse signal from the C / U 114, The fuel adjusted to a predetermined pressure is injected and supplied. The spark plug 132 facing the combustion chamber 106 is driven by the ignition signal from the C / U 114, and performs spark ignition on the air-fuel mixture in the combustion chamber 106.
[0017]
Here, the structures of the VEL 112 and the VTC 113 will be described in detail. However, these are examples, and the present invention is not limited to these.
First, the VEL 112 will be described. As shown in FIGS. 2 to 4, the VEL in the present embodiment includes a pair of

intake valves

105, 105 and a hollow cam shaft (the drive shaft that is rotatably supported by the cam bearing 14 of the cylinder head 11). ) 13, two

eccentric cams

15, 15 which are rotary cams supported by the cam shaft 13, and a control shaft 16 rotatably supported by the same cam bearing 14 above the cam shaft 110, A pair of

rocker arms

18 and 18 supported on the control shaft 16 via a control cam 17 so as to be swingable, and a pair of

rocker arms

19 and 19 disposed at upper ends of the

intake valves

105 and 105 via

valve lifters

19 and 19, respectively.

Independent rocking cams

20 and 20 are provided.
[0018]
The

eccentric cams

15 and 15 and the

rocker arms

18 and 18 are linked by

link arms

25 and 25, and the

rocker arms

18 and 18 and the

swing cams

20 and 20 are linked by

link members

26 and 26.
[0019]
As shown in FIG. 5, the eccentric cam 15 has a substantially ring shape and includes a small-diameter cam main body 15a and a flange portion 15b integrally provided on the outer end surface of the cam main body 15a. A cam shaft insertion hole 15 c is formed through the shaft, and the shaft center X of the cam body 15 a is eccentric from the shaft center Y of the cam shaft 13 by a predetermined amount. The eccentric cam 15 is press-fitted and fixed to the camshaft 13 on both outer sides that do not interfere with the valve lifter 19 via camshaft insertion holes 15c, and the outer peripheral surface 15d of the cam body 15a has the same cam profile. Is formed.
[0020]
As shown in FIG. 4, the rocker arm 18 is bent in a substantially crank shape, and a central base portion 18 a is supported by the control cam 17 in a self-rotating manner. A pin hole 18d into which a pin 21 connected to the tip end of the link arm 25 is press-fitted is formed at one end 18b protruding from the outer end of the base 18a, while the inner end of the base 18a is formed. A pin hole 18e into which a pin 28 connected to one end portion 26a (described later) of each link member 26 is press-fitted is formed in the other end portion 18c projecting from the portion.
[0021]
The control cam 17 has a cylindrical shape, is fixed to the outer periphery of the control shaft 16, and the position of the axis P1 is eccentric from the axis P2 of the control shaft 16 by α as shown in FIG.
[0022]
The swing cam 20 has a substantially horizontal U shape as shown in FIGS. 2, 6, and 7, and a cam shaft 13 is fitted into a substantially annular base end portion 22 so as to be rotatably supported. A support hole 22a is formed through, and a pin hole 23a is formed through the end 23 located on the other end 18c side of the rocker arm 18.
[0023]
Further, on the lower surface of the swing cam 20, 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 edge of the end portion 23 are formed. The base circle surface 24 a and the cam surface 24 b are brought into contact with predetermined positions on the upper surfaces of the valve lifters 19 according to the swing position of the swing cam 20. That is, when viewed from the valve lift characteristics shown in FIG. 8, as shown in FIG. 2, the predetermined angular range θ1 of the base circle surface 24a becomes the base circle section, and the predetermined angular range from the base circle section θ1 of the cam surface 24b. θ2 is a so-called ramp section, and further, a predetermined angle range θ3 from the ramp section θ2 of the cam surface 24b is set to be a lift section.
[0024]
The link arm 25 includes an annular base portion 25a and a projecting end 25b projecting at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base portion 25a. At the center position of the base portion 25a, the cam body 15a of the eccentric cam 15 is provided. A fitting hole 25c is formed on the outer peripheral surface so as to be freely rotatable, and a pin hole 25d through which the pin 21 is rotatably inserted is formed in the protruding end 25b. The link arm 25 and the eccentric cam 15 constitute a swing drive member.
[0025]
The link member 26 is formed in a straight line having a predetermined length, and circular pin ends 26a and 26b have

pin holes

18d and 23a on the other end 18c of the rocker arm 18 and an end 23 of the swing cam 20, respectively. Pin insertion holes 26c and 26d through which end portions of the

pins

28 and 29 press-fitted are rotatably inserted are formed. Note that snap rings 30, 31, and 32 that restrict the axial movement of the link arm 25 and the link member 26 are provided at one end of each of the

pins

21, 28, and 29.
[0026]
As shown in FIG. 10, the control shaft 16 is rotationally driven within a predetermined rotational angle range by an actuator (DC servo motor) 121 provided at one end. Then, by changing the operating angle of the control shaft 16 by the actuator 121, the position of the axis P2 of the control shaft 16 with respect to the axis P1 of the control cam 17 is changed, and the valve lift amount of the

intake valves

105, 105 and The valve operating angle changes continuously (see FIG. 9).
[0027]
More specifically, in FIG. 10, the DC servo motor 121 is arranged such that its rotation axis is parallel to the control axis 16, and a first bevel gear 122 is provided at the tip of the rotation axis. It is pivotally supported.
[0028]
A pair of

stays

123a and 123b are fixed to the front ends of the control shaft 16, and a nut 124 is fixed between the front ends of the pair of

stays

123a and 123b.
[0029]
A second bevel gear 126 that meshes with the first bevel gear 122 is pivotally supported at the end of the screw rod 125 that meshes with the nut 124, and the rotation of the DC servo motor 121 causes the screw rod 125 to rotate. To be communicated to.
[0030]
Then, the screw rod 125 is rotated by the DC servo motor 121, and the position of the nut 124 meshing with the screw rod 125 is displaced in the axial direction of the screw rod 125, whereby the control shaft 16 is rotated. Note that the direction in which the position of the nut 124 approaches the second bevel gear 126 is a direction in which the valve lift amount decreases, and conversely, the direction in which the position of the nut 124 is moved away from the second bevel gear 126 is the valve lift amount. Has become a direction to increase.
[0031]
Further, as shown in FIG. 10, a potentiometer type operating angle sensor 208 that detects the operating angle of the control shaft 16 is provided at the tip of the control shaft 16, and is detected by the operating angle sensor 208. The C / U 114 feedback-controls the DC servo motor 121 so that the operating angle (VCS-ANGL) matches the target operating angle (TGVEL).
[0032]
Next, the VTC 113 will be described. The VTC 113 in the present embodiment is a vane type variable valve timing mechanism, and controls the valve timing while changing the rotational phase of the camshaft relative to the crankshaft while keeping the valve operating angle constant. In FIG. 11, the VTC 113 is fixed to an end portion of a cam sprocket 51 (timing sprocket) rotated by a crankshaft 120 via a timing chain and an intake side camshaft 13 and is rotatably accommodated in the cam sprocket 51. A rotary member 53, a hydraulic circuit 54 that rotates the rotary member 53 relative to the cam sprocket 51, and a lock that selectively locks the relative rotational position of the cam sprocket 51 and the rotary member 53 at a predetermined position. And a mechanism 60.
[0033]
The cam sprocket 51 includes a rotating part (not shown) having a tooth part meshed with a timing chain (or timing belt) on the outer periphery, and a housing that is disposed in front of the rotating part and rotatably accommodates the rotating member 53. 56, and a front cover and a rear cover (not shown) for closing the front and rear openings of the housing 56.
[0034]
The housing 56 has a cylindrical shape in which both front and rear ends are formed, and four substantially trapezoidal partition walls 63 provided along the axial direction of the housing 56 are 90 ° on the inner peripheral surface thereof. Projected at intervals.
[0035]
The rotating member 53 is fixed to the front end portion of the intake side camshaft 13, and first to fourth vanes 78 a to 78 d are provided on the outer peripheral surface of the annular base 77 at 90 ° intervals.
[0036]
Each of the first to fourth vanes 78a to 78d has a trapezoidal shape opposite to that of the partition wall 63, and is disposed in a recess between the partition walls 63 to separate the recess in the front and rear in the rotation direction. An advance side hydraulic chamber 82 and a retard side hydraulic chamber 83 are formed between both sides of each of the first to fourth vanes 78a to 78d and both side surfaces of each partition wall 63.
[0037]
The lock mechanism 60 locks the rotation member 53 by engaging the lock pin 84 into an engagement hole (not shown) at the rotation position (reference operation state) of the rotation member 53 on the maximum retard angle side. It has become.
[0038]
The hydraulic circuit 54 includes a first hydraulic passage 91 that supplies and discharges hydraulic pressure to the advance side hydraulic chamber 82 and a second hydraulic passage 92 that supplies and discharges hydraulic pressure to the retard side hydraulic chamber 83. Two hydraulic passages are provided, and a supply passage 93 and

drain passages

94a and 94b are connected to both the

hydraulic passages

91 and 92 via passage-switching electromagnetic switching valves 95, respectively.
[0039]
The supply passage 93 is provided with an engine-driven oil pump 97 that pumps the oil in the oil pan 96, and the downstream ends of the

drain passages

94 a and 94 b communicate with the oil pan 96.
[0040]
The first hydraulic passage 91 is connected to four branch passages 91d that are substantially radially formed in the base 77 of the rotating member 53 and communicate with the advance side hydraulic chambers 82. The second hydraulic passage 92 is Connected to the four oil holes 92 d that open to each retarded-side hydraulic chamber 83.
[0041]
In the electromagnetic switching valve 95, an internal spool valve body relatively controls switching between the

hydraulic passages

91 and 92, the supply passage 93 and the

drain passages

94a and 94b.
[0042]
The C / U 114 controls the energization amount to the electromagnetic actuator 99 that drives the electromagnetic switching valve 95 based on a duty control signal on which a dither signal is superimposed.
[0043]
For example, when a control signal (OFF signal) with a duty ratio of 0% is output to the electromagnetic actuator 99, the hydraulic oil pressure-fed from the oil pump 47 is supplied to the retard-side hydraulic chamber 83 through the second hydraulic passage 92. At the same time, the hydraulic oil in the advance side hydraulic chamber 82 is discharged from the first drain passage 94 a into the oil pan 96 through the first hydraulic passage 91. Accordingly, the internal pressure of the retard side hydraulic chamber 83 is high and the internal pressure of the advance side hydraulic chamber 82 is low, and the rotating member 53 rotates to the maximum retard side via the vanes 78a to 78b. The opening period (opening timing and closing timing) of the intake valve 105 is delayed.
[0044]
On the other hand, when a control signal (ON signal) with a duty ratio of 100% is output to the electromagnetic actuator 99, the hydraulic oil is supplied into the advance side hydraulic chamber 82 through the first hydraulic passage 91 and the retard side hydraulic pressure is supplied. The hydraulic oil in the chamber 83 is discharged to the oil pan 96 through the second hydraulic passage 92 and the second drain passage 94b, and the retard side hydraulic chamber 83 becomes low pressure. Accordingly, the rotating member 53 rotates to the maximum advance side via the vanes 78a to 78d, and the opening period (opening timing and closing timing) of the intake valve 105 is thereby accelerated.
[0045]
In the above configuration, control of the electronic control throttle 104, VEL 112, and VTC 113 by the C / U 114 will be described with reference to the block diagrams of FIGS.
[0046]
FIG. 12 is a block diagram showing the setting of the target operating angles (TGVEL0, TGVTC) of the VEL 112 and the VTC 113.
In FIG. 12, a target volume flow ratio calculation unit 301 calculates a target volume flow ratio TQH0ST (target intake air amount) of the internal combustion engine 101 as follows.
[0047]
First, a required air amount Q0 corresponding to the accelerator opening APO and the engine rotational speed Ne is calculated, while an ISC required air amount QISC (idle required air amount) required in idle rotational speed control (ISC) is calculated.
[0048]
Then, the sum of the required air amount Q0 and the ISC required air amount QISC is obtained as a total required air amount Q (Q = Q0 + QISC), and this total required air amount Q is determined based on the engine speed Ne and the effective exhaust amount (total cylinder volume). ) Divide by VOL # to calculate the target volume flow ratio TQH0ST (= Q / (Ne · VOL #)).
[0049]
The VEL target angle calculation unit 302 calculates a basic target operating angle TGVEL0 (that is, a target lift amount) of the control shaft 16 in the VEL 112 based on the target volume flow ratio TQH0ST and the engine speed NE.
[0050]
The first conversion unit 303 converts the basic target operating angle TGVEL0 into the basic opening area TGAAVEL0.
The opening area correction unit 304 multiplies the basic opening area TGAAVELO by the opening area correction value HOVELA to obtain an opening area TGAAVEL.
[0051]
The throttle valve 103b is controlled relatively stably and with high precision by learning or the like. The throttle valve 103b generates a target negative pressure, that is, a target pressure ratio (target manifold pressure Pm1 / atmospheric pressure Pa). ) (See FIG. 14), if the detected actual pressure ratio (actual manifold pressure REPm1 / Pa) is not the target pressure ratio, the valve lift characteristic of the VEL 112 is This is considered to be due to the fact that the opening area has changed due to the deviation.
[0052]
Therefore, in the present embodiment, the basic opening area TGAAVELO is corrected by the opening area correction value HOVELA set based on the deviation between the target pressure ratio and the actual pressure ratio, so that the deviation of the valve lift characteristic (opening) The change in area) is corrected. The setting (calculation) of the aperture area correction value HOVELA used here will be described later (see FIG. 13).
[0053]
The second conversion unit 305 converts the opening area TGAAVEL into 16 target operating angles TGVEL of the control shaft in the VEL 112, and outputs the target operating angle TGVEL.
[0054]
Thereby, first, the actuator 201 of the VEL 112 is driven so that the VEL operating angle VCS-ANGL becomes the target operating angle TGVEL. Basically, the target operating angle TGVEL is set such that the higher the target volume flow ratio TQH0ST and the higher the engine rotational speed Ne, the higher the lift amount. However, the minimum limit of the lift amount is set. Therefore, on the low load / low rotation side, a target operating angle TGVEL that is a lift amount larger than the required value corresponding to the target volume flow ratio TQH0ST is set, and can be adjusted by narrowing the throttle valve 103b. .
[0055]
On the other hand, the VTC target angle calculation unit 306 calculates a target phase TGVTC (target advance amount) in the VTC 113 based on the target volume flow ratio TQH0ST and the engine rotation speed Ne, and outputs this target phase TGVTC. Thus, the energization amount of the VTC 113 to the electromagnetic actuator 99 is controlled so that the current rotational phase VTCNOW becomes the target phase TGVTC.
[0056]
The target phase angle TGVTC that sets the valve timing to the retard side is set as the target volume flow ratio TQH0ST is larger and the engine speed Ne is higher.
[0057]
FIG. 13 is a block diagram showing calculation of the valve opening area correction value HOVELA used in the opening area correction unit 304 of FIG.
In FIG. 13, the pressure ratio correction value calculation unit 311 calculates the pressure ratio correction value HOSKAVEL by PID control or the like based on the deviation between the target pressure ratio (Pm1 / Pa) and the actual pressure ratio (REPm1 / Pa). The setting of the target pressure ratio (Pm1 / Pa) will be described later (see FIG. 15).
[0058]
The gain multiplication unit 312 multiplies the pressure ratio correction value HOSKAVEL by the gain gain #, and the addition unit 313 adds the previously set valve opening area correction value HOVELAz to obtain the current valve opening area correction value as a switching output unit. To 314.
[0059]
The switching output unit 314 selects one of the previously set valve opening area correction value HOVELAz and the currently calculated valve opening area correction value depending on whether or not the update condition is satisfied, and the valve opening area correction value HOVELA0. And output this. The update condition is satisfied when the target intake air amount is in a constant steady state, for example.
[0060]
The limiter processing unit 315 limits the output valve opening area correction value HOVELA0 to a value between the upper limit value LMTHVEH and the lower limit value LMHVEL set by the limiter setting unit 316 based on the basic target operating angle TGVEL0. Then, a final valve opening area correction value (coefficient) HOVELA is calculated and output to the opening area correction unit 304 (FIG. 12). The reason for performing the limiter process is to avoid in advance a situation in which, for example, the piston and the intake valve interfere with each other due to excessive correction.
[0061]
The valve opening area correction value HOVELA is calculated until the actual pressure ratio (REPm1 / Pa) reaches the target pressure ratio (Pm1 / Pa), and gradually changes. The VEL 112 can be controlled so that the target negative pressure (and the target intake air amount) can be obtained.
[0062]
FIG. 14 is a block diagram showing the setting of the target opening degree TDTVO of the throttle valve 103b.
In FIG. 14, the first conversion unit 401 converts the target volume flow rate ratio TQH0ST into a state quantity AANV0 using a conversion table as shown in the figure. The state quantity AANV0 is expressed by At / (Ne · VOL #) where At is the throttle valve opening area, Ne is the engine speed, and VOL # is the displacement (cylinder volume).
[0063]
Next, in the first multiplier 402 and the second multiplier 403, the state quantity TADNV0 is multiplied by the engine speed Ne and the exhaust amount VOL #, respectively, to obtain a basic throttle opening area TVOAA0. The basic throttle opening area TVOAA0 is a throttle opening area required when the intake valve 105 has a standard valve operating characteristic (hereinafter referred to as Std. Valve operating characteristic).
[0064]
The third multiplication unit 404 multiplies the basic throttle opening area TV0AA0 by the intake valve opening correction value KAVEL to respond to the actual operating characteristic of the intake valve 105 (ie, change from the Std. Valve operating characteristic). Correction is performed to obtain the throttle opening area TVOAA. The setting of the intake valve opening correction value KAVEL will be described later (see FIG. 15).
[0065]
Then, the second conversion unit 405 converts the throttle opening area TVOAA into a target opening (angle) TDTVO of the throttle valve 103b using a change table as shown in the figure, and outputs the target opening TDTVO. As a result, the electronic control throttle 104 is controlled to generate a target negative pressure so that the opening of the throttle valve 103b becomes the target opening TDTVO.
[0066]
FIG. 15 is a block diagram showing calculation of the intake valve opening correction value KAVEL. This intake valve opening correction value KAVEL is set to ensure a constant air amount even when the operation characteristic of the intake valve 105 changes (from the Std. Valve operation characteristic). It is calculated as follows.
[0067]
First, the air flow rate Qth (t) (kg / sec) passing through the throttle valve 103b can be expressed by the following equations (1) and (2).
[0068]
[Expression 1]

However, Pa: atmospheric pressure (Pa), Pm: manifold pressure (Pa), Ta: outside air temperature (K), At: throttle opening area (m²).
[0069]
Therefore, in order to keep the air amount constant even if the operation characteristic of the intake valve 105 changes (for example, changes from state 0 to state 1), the following equation (3) needs to be satisfied.
[0070]
[Expression 2]

However, Pa: atmospheric pressure, Ta: outside air temperature, Pm0: Std. Target manifold pressure during valve operation characteristics, Pm1: Target manifold pressure after change in valve operation characteristics, At0: Std. Throttle valve opening area at the time of valve operating characteristics, At1: throttle opening area after change of valve operating characteristics.
[0071]
Therefore, in this case, Std. The relationship between the throttle opening area At0 at the time of the valve operating characteristic and the throttle opening area after the change of the valve operating characteristic (that is, when the VEL 112 is operated) is expressed by the following equation (4), which is the intake valve opening correction value KAVEL. It is.
[0072]
[Equation 3]

Therefore, first, in the reference pressure ratio calculation unit 410, the Std. Based on the target volume flow ratio TQH0ST and the engine speed Ne, the ratio of the target manifold pressure Pm0 to the atmospheric pressure Pa in the valve operating characteristics (Pm0 / Pa; reference pressure ratio) It is determined by referring to the assigned map.
[0073]
Then, in the KPA0 calculation unit 411, based on the reference pressure ratio (Pm0 / Pa), the table TBLKPA0 shown in the figure is searched to calculate KPA0. The KPA0 can be expressed by the following formula (5) and corresponds to the numerator of the formula (4).
[0074]
[Expression 4]

On the other hand, in the target pressure ratio setting unit 412, when the VEL 112 is operated, specifically, the target pressure ratio (Pm1 / Pa) when the VEL operating angle is controlled to the target operating angle TGVEL is set as the target volume flow ratio TQH0VEL. Based on the engine rotational speed Ne, it is set with reference to a table as shown in the figure. The target pressure ratio Pm1 / Pa set here is also output to the pressure ratio correction value calculation unit 311 (FIG. 13).
[0075]
Then, in the KAP1 calculation unit 413, based on the target pressure ratio (Pm0 / Pa), the table TBLKPA1 shown in the figure is searched to calculate KPA1. The KPA1 can be expressed by the following equation (6) and corresponds to the denominator of the equation (4).
[0076]
[Equation 5]

The division unit 414 divides the KPA0 by KPA1 to calculate an intake valve opening correction value KAVEL (= KPA0 / KPA1), and outputs this to the third multiplication unit 404 (FIG. 14).
[0077]
As described above, the electronic control throttle 104, so that the target negative pressure is generated and the target intake air amount corresponding to the accelerator opening is obtained by the opening degree of the throttle valve 103b and the operation characteristic of the intake valve 105. While the VEL 112 and the VTC 113 are controlled, when the detected actual negative pressure (REPm1 / Pa) is different from the target negative pressure (Pm1 / Pa), the control of the VEL 112 is corrected according to the deviation. Even when there is a deviation in the lift characteristics, it is possible to perform accurate intake air amount control while achieving the target negative pressure.
[0078]
Further, technical ideas other than the claims that can be grasped from the above embodiment will be described together with the effects thereof.
(A) The intake air amount control device for an internal combustion engine according to claim 2, wherein the variable valve mechanism further varies the valve timing of the intake valve, and the control means includes the corrected valve. The variable valve mechanism is controlled so as to be a lift amount, and the variable valve mechanism is controlled so as to be a target valve timing set based on a target intake air amount.
[0079]
In this way, since the intake air amount can be controlled based on the valve lift amount and valve timing of the intake valve, it is possible to control the intake air amount over a wide range with higher accuracy.
(B) The intake air amount control device for an internal combustion engine according to claim 2 or (a), wherein the variable valve mechanism includes a drive shaft that rotates in synchronization with a crankshaft, and a drive that is fixed to the drive shaft. A cam, a swing cam that opens and closes the intake valve by swinging, a transmission mechanism that is linked to the drive cam side at one end and the swing cam side at the other end, and a posture of the transmission mechanism A control shaft having a control cam to be changed and an actuator that rotates the control shaft are configured to continuously change the valve lift amount of the intake valve by controlling the rotation of the control shaft by the actuator. It is characterized by making it.
[0080]
In this way, by controlling the rotation of the control shaft by the actuator, the intake air amount control can be performed by continuously changing the valve lift amount of the intake valve.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system configuration diagram of an internal combustion engine in an embodiment of the present invention.
2 is a cross-sectional view of the variable valve operating angle / lift mechanism (VEL) according to the embodiment (cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 3).
FIG. 3 is a side view of the VEL.
FIG. 4 is a plan view of the VEL mechanism.
FIG. 5 is a perspective view of an eccentric cam used in the VEL.
6 is a cross-sectional view showing the operation of the VEL during low lift (cross-sectional view taken along line BB in FIG. 3).
7 is a cross-sectional view showing the operation of the VEL during high lift (cross-sectional view taken along line BB in FIG. 3).
FIG. 8 is a valve lift characteristic diagram corresponding to the base end surface and cam surface of the swing cam in the VEL.
FIG. 9 is a characteristic diagram of the valve timing and valve lift of the VEL.
FIG. 10 is a perspective view showing a rotation drive mechanism of a control shaft in the VEL.
FIG. 11 is a sectional view showing a variable valve timing mechanism (VTC) in the embodiment.
FIG. 12 is a block diagram showing setting of target operating angles (TGVEL0, TGVTC) for VEL and VTC.
FIG. 13 is a block diagram showing calculation of a valve opening area correction value HOVELA.
FIG. 14 is a block diagram showing setting of a target throttle opening TDTVO.
FIG. 15 is a block diagram showing calculation of an intake valve opening correction value KAVEL.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 101 ... Internal combustion engine, 105 ... Intake valve, 107 ... Exhaust valve, 112 ... Variable valve operating angle / lift mechanism (VEL), 113 ... Variable valve timing mechanism (VTC), 114 ... Control unit (C / U), 127 ... Operating angle sensor, 203 ... Crank angle sensor, 206 ... Intake pressure sensor, 207 ... Cam sensor, 208 ... Operating angle sensor

Claims

内燃機関の吸入空気量制御装置であって、
機関の吸気バルブのバルブ作動特性を可変とする可変動弁機構と、
機関の吸気通路に介装され、アクチュエータによって開閉駆動されるスロットル弁と、
前記スロットル弁下流の吸気通路内の負圧を検出する負圧検出手段と、
目標吸入空気量に基づいて前記可変動弁機構を制御すると共に、前記可変動弁機構が制御されたときに目標負圧を発生させるように前記スロットル弁を制御する制御手段と、
前記制御手段によって前記可変動弁機構及び前記スロットル弁が各制御目標値に制御されたにもかかわらず、前記負圧検出手段により検出される実際の負圧が前記目標負圧となっていないときに、その圧力差に応じて前記可変動弁機構の制御を補正する補正手段と、
を備えることを特徴とする内燃機関の吸入空気量制御装置。An intake air amount control device for an internal combustion engine,
A variable valve mechanism that varies the valve operating characteristics of the intake valve of the engine;
A throttle valve interposed in the intake passage of the engine and driven to open and close by an actuator;
Negative pressure detecting means for detecting a negative pressure in the intake passage downstream of the throttle valve;
Controls the variable valve mechanism based on a target intake air amount, the a that control means control the throttle valve so as to generate the target negative pressure when the variable valve mechanism is controlled,
When the actual negative pressure detected by the negative pressure detecting means is not the target negative pressure even though the variable valve mechanism and the throttle valve are controlled to the respective control target values by the control means. And a correction means for correcting the control of the variable valve mechanism according to the pressure difference ;
An intake air amount control device for an internal combustion engine, comprising:

前記可変動弁機構は、前記吸気バルブのバルブリフト量を可変とする構成を含むものであって、
前記制御手段は、目標吸入空気量に基づいて設定される目標バルブリフト量を前記目標負圧と検出した負圧との偏差に応じた補正値で補正し、前記吸気バルブのバルブリフト量が補正後のバルブリフト量となるように前記可変動弁機構を制御することを特徴とする請求項１記載の内燃機関の吸入空気量制御装置。The variable valve mechanism includes a configuration in which a valve lift amount of the intake valve is variable,
The control means corrects the target valve lift amount set based on the target intake air amount with a correction value corresponding to a deviation between the target negative pressure and the detected negative pressure, and corrects the valve lift amount of the intake valve. 2. The intake air amount control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the variable valve mechanism is controlled so as to have a later valve lift amount.

前記制御手段は、検出した負圧が前記目標負圧となるまで前記補正値を徐々に変化させることを特徴とする請求項２記載の内燃機関の吸入空気量制御装置。The intake air amount control device for an internal combustion engine according to claim 2, wherein the control means gradually changes the correction value until the detected negative pressure becomes the target negative pressure.