JP4415790B2 - 内燃機関の吸気制御装置 - Google Patents

Description

この発明は、内燃機関のシリンダ内に吸入される吸入空気量を制御する吸気制御装置に関し、特に、吸気弁のバルブリフト特性の可変制御によって吸入空気量の制御を達成するようにした内燃機関の吸気制御装置に関する。

ガソリン機関においては、一般に吸気通路中に設けたスロットル弁の開度制御によって吸気量を制御しているが、良く知られているように、この種の方式では、特にスロットル弁開度の小さな中低負荷時におけるポンピングロスが大きい、という問題がある。これに対し、吸気弁の開閉時期やリフト量を変化させることで、スロットル弁に依存せずに吸気量を制御しようとする試みが以前からなされており、この技術を利用して、ディーゼル機関と同様に吸気系にスロットル弁を具備しないいわゆるスロットルレスの構成を実現することが提案されている。

特許文献１には、本出願人が先に提案した吸気弁のリフト量および作動角さらにはそのリフトの中心角を連続的に可変制御し得る可変動弁機構が開示されている。この種の可変動弁機構によれば、上述のように、スロットル弁の開度制御に依存せずにシリンダ内に流入する空気量を可変制御することが可能であり、特に負荷の小さな領域において、いわゆるスロットルレス運転ないしはスロットル弁の開度を十分に大きく保った運転を実現でき、ポンピングロスの大幅な低減が図れる。
特開２００１−２６３１０５号公報

しかしながら、上記のように、２つの可変動弁機構を備え、機関運転状態に応じて吸気弁の作動角およびその中心角を互いに独立して可変制御する構成においては、運転状態が急に変化する過渡時に、２つの可変動弁機構がそれぞれ目標値に対しある程度の遅れをもって作動することから、吸入空気量が目標値からずれてしまう。特に、２つの可変動弁機構の中で、それぞれの機構的な遅れに比較的大きな差（つまり一方の遅れが比較的小さいのに他方の遅れが比較的大きい）がある場合に、その遅れの大きな方に影響されて吸入空気量が目標値からずれ、特に加速時におけるトルク応答性が悪化する可能性がある。

本発明は、内燃機関の吸気弁の作動角を連続的に変更可能な第１可変動弁機構と、上記作動角の中心角を連続的に変更可能な第２可変動弁機構と、を備えているが、ある目標値へ変化するときに、第１可変動弁機構の機構的な遅れは比較的小さく、第２可変動弁機構の機構的な遅れは比較的大きい、ということを前提としている。例えば、上記第１可変動弁機構は電動アクチュエータにより駆動され、かつ上記第２可変動弁機構は油圧式アクチュエータにより駆動される場合には、特に機関の潤滑油圧が低い機関低速域などでは、第２可変動弁機構の遅れがかなり大きくなることがあり得る。

第１の発明は、アクセル開度と機関回転数とから静的目標負荷を求める静的目標負荷算出手段と、上記静的目標負荷と機関回転数とから上記第２可変動弁機構の目標中心角を算出する第２可変動弁機構目標角度算出手段と、この目標中心角に向かって変化する第２可変動弁機構の実際の中心角を検出ないしは算出して、第２可変動弁機構実角度相当値として出力する第２可変動弁機構実角度出力手段と、上記静的目標負荷に遅れ処理を施して動的目標負荷を算出する動的目標負荷算出手段と、作動角と中心角と機関回転数とこれらにより実現される負荷との四者の既知の関係に基づき、上記第２可変動弁機構実角度相当値と機関回転数と上記動的目標負荷と、から、上記第１可変動弁機構の目標作動角を算出する第１可変動弁機構目標角度算出手段と、を備えている。

すなわち、機構的な遅れの大きな第２可変動弁機構については、目標負荷と機関回転数とから目標中心角が与えられる。これにより、第２可変動弁機構は、この目標中心角へ向かって動作し、実際の中心角は徐々に変化していく。これに対し、機構的な遅れが相対的に小さい第１可変動弁機構については、徐々に変化していく中心角の実際の状態、つまり第２可変動弁機構実角度相当値を考慮して、その実際の中心角の下で目標負荷が得られるように、目標作動角が与えられる。第１可変動弁機構は、この目標作動角へ向かって比較的速やかに変化するので、アクセル開度に応じた負荷が実現される。

上記第２可変動弁機構実角度出力手段は、例えば、第２可変動弁機構の動作角度を測定するセンサにより得られた現在の中心角を、第２可変動弁機構実角度相当値として出力する。このようにすれば、実角度相当値を正確に得られる。

この場合、目標中心角と、第２可変動弁機構の動作角度を測定するセンサにより得られた現在の中心角と、の差から、現在の運転状態が過渡であるか定常であるかの判定を行い、定常であると判定した場合は目標中心角をそのまま第２可変動弁機構実角度相当値として出力するようにしてもよい。

あるいは上記第２可変動弁機構実角度出力手段は、第２可変動弁機構の目標中心角から推定される現在の中心角を、第２可変動弁機構実角度相当値とする。これによりセンサの測定誤差やノイズ等による値の振れがない実角度相当値が得られる。

上記の第１可変動弁機構目標角度算出手段における作動角と中心角と機関回転数とこれらにより実現される負荷との四者の既知の関係は、実測したデータ等から作成した多次元マップとして備えることができる。

上記動的目標負荷は、例えば、運転者の感覚により適合したトルク応答性となるように、静的目標負荷に遅れ処理等の修正を加えたものであり、機構的な遅れが大きな第２可変動弁機構の目標中心角の算出の基礎として修正前の静的目標負荷を用いることで、過渡時の実際の中心角の遅れがより小さくなる。

また、第２の発明は、内燃機関の吸気弁の作動角を連続的に変更可能な第１可変動弁機構と、上記作動角の中心角を連続的に変更可能な第２可変動弁機構と、アクセル開度と機関回転数とから静的目標負荷を求める静的目標負荷算出手段と、上記静的目標負荷に遅れ処理を施して動的目標負荷を算出する動的目標負荷算出手段と、上記動的目標負荷と機関回転数とから上記第２可変動弁機構の目標中心角を算出する第２可変動弁機構目標角度算出手段と、この目標中心角に向かって変化する第２可変動弁機構の実際の中心角を検出ないしは算出して、第２可変動弁機構実角度相当値として出力する第２可変動弁機構実角度出力手段と、作動角と中心角と機関回転数とこれらにより実現される負荷との四者の既知の関係をマップ化した多次元マップを参照して、上記第２可変動弁機構実角度相当値と機関回転数と上記動的目標負荷と、から、上記第１可変動弁機構の目標作動角を算出する第１可変動弁機構目標角度算出手段と、を備えている。

なお、第１，第２可変動弁機構の応答性つまり機構的な遅れの大小を厳密に比較・評価するのは、変化の対象が作動角と中心角とで異なるのみならず、ある一定のアクセル開度変化に対しても機関運転条件等によって各々の変化量が異なることから、一般に困難であると言えるが、実用上は、いくつかの基準で対比することができる。例えば、アクセル開度に応じた目標負荷から各々の目標値を単純に与えるものと仮定して、内燃機関のアイドル状態から全開までアクセル開度を急激に変化させたときに、各可変動弁機構が全開に対応する各々の目標値に到達するまでの所要時間の長短によって、評価することが可能である。あるいは、各アクチュエータを通常の速度で動かして、第１可変動弁機構が最小作動角から最大作動角に変化するまでに必要な所要時間と、第２可変動弁機構が最遅角位置から最進角位置に変化するまでに必要な所要時間と、の対比によって評価することができる。あるいは、低負荷域からの加速時には、一般に、吸気弁閉時期が下死点に近付くように、作動角が増加するとともに中心角が遅角し、両者により定まる吸気弁閉時期が主に吸入空気量を左右するので、単位時間当たりの第１可変動弁機構による吸気弁閉時期の変化量と第２可変動弁機構による吸気弁閉時期の変化量との対比、などによっても評価が可能である。

この発明によれば、過渡時、特に加速時に、トルク応答性を高めることができる。特に、第１，第２可変動弁機構の中で、一方つまり第２可変動弁機構の機構的な遅れが大きい場合に、その影響を効果的に抑制することができる。

図１は、この発明に係る内燃機関の吸気弁駆動制御装置のシステム構成を示す構成説明図であって、内燃機関１は、吸気弁３と排気弁４とを有し、かつ吸気弁３の動弁機構として、吸気弁３のリフト・作動角を連続的に拡大・縮小させることが可能な第１可変動弁機構（ＶＥＬ）５および作動角の中心角を連続的に遅進させることが可能な第２可変動弁機構（ＶＴＣ）６を備えている。また、吸気通路７には、モータ等のアクチュエータにより開度が制御される負圧制御弁２が設けられている。ここで、上記負圧制御弁２は、吸気通路７内に、ブローバイガスの処理などのために必要な僅かな負圧（例えば−５０ｍｍＨｇ）を発生させるために用いられており、吸入吸気量の調整は、上記第１、第２可変動弁機構５、６により吸気弁３のリフト特性を変更することで行われる。

より詳しくは、所定の低負荷側の領域（第１の領域）では、吸入負圧が一定（例えば−５０ｍｍＨｇ）となるように負圧制御弁２の開度（目標開度ｔＢＣＶ）が制御される。そして、この一定の負圧を発生させながらリフト特性の変更で実現できる最大負荷を要求負荷が超える高負荷側の領域（第２の領域）では、その限界となる点のリフト特性に固定され、負荷、例えばアクセル開度ＡＰＯの増加に伴い、負圧制御弁２の開度がさらに増加する。つまり、ある負荷までは比較的弱い吸入負圧を維持しつつ吸気弁３のリフト特性を変更することで吸入空気量の調整が行われ、全開領域に近い高負荷側の領域では、吸入負圧を減少させることによって、吸入空気量の調整が行われる。

これらの第１、第２可変動弁機構５、６および負圧制御弁２は、コントロールユニット１０によって制御されている。

また、燃料噴射弁８が吸気通路７に配置されており、上記のように吸気弁３もしくは負圧制御弁２により調整された吸入空気量に応じた量の燃料が、この燃料噴射弁８から噴射される。従って、内燃機関１の出力は、第１の領域では、第１、第２可変動弁機構５、６により吸入空気量を調整することによって制御され、第２の領域では、負圧制御弁２により吸入空気量を調整することによって制御される。

上記のコントロールユニット１０は、運転者により操作されるアクセルペダルに設けられたアクセル角度センサ１１からのアクセル開度信号ＡＰＯと、エンジン回転数センサ１２からのエンジン回転数信号Ｎｅと、吸入空気量センサ１３からの吸入空気量信号と、を受け取り、これらの信号に基づいて、燃料噴射量、点火時期、第１可変動弁機構目標角度（目標作動角）、第２可変動弁機構目標角度（目標中心角）をそれぞれ演算する。そして、要求の燃料噴射量および点火時期を実現するように燃料噴射弁８および点火プラグ９を制御するとともに、第１可変動弁機構目標角度、第２可変動弁機構目標角度を実現するための制御信号を、第１可変動弁機構５のアクチュエータおよび第２可変動弁機構６のアクチュエータへそれぞれ出力する。ここで、上記第１可変動弁機構５は、電動モータを用いたアクチュエータによって駆動され、第２可変動弁機構６は、機関潤滑油圧を油圧源とする油圧式アクチュエータによって駆動される。そして、目標値が変化したときの第１可変動弁機構５の機構的な遅れは比較的小さく、第２可変動弁機構６の機構的な遅れは比較的大きい。なお、上記第１可変動弁機構５および第２可変動弁機構６は、その機械的な構成は公知であり、例えば上述した特許文献１に記載の装置と同様の構成を有している。従って、その詳細な説明は省略する。

図２は、本発明の制御の第１実施例を示し、上記の構成における、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬ、第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣおよび負圧制御弁目標開度ｔＢＣＶを算出する処理の概略的なフローチャートである。なお、ここでは、負荷を表す負荷パラメータとして、体積効率ηＶを用いているが、これに代えて、他の負荷を表すパラメータを用いてもよい。まず、アクセル開度ＡＰＯとエンジン回転数Ｎｅから静的目標体積効率ｔηＶｓを算出し（ステップ０１）、この静的目標体積効率ｔηＶｓに後述する適宜な修正を加えて動的目標体積効率ｔηＶを算出する（ステップ０２）。次に、この動的目標体積効率ｔηＶとエンジン回転数Ｎｅから第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣを算出し（ステップ０３）、かつこの目標角度ｔＶＴＣに対する第２可変動弁機構６の応答性遅れを考慮して第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣを算出する（ステップ０４）。そして、この第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣを用いて、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬを算出する（ステップ０５）。また、動的目標体積効率ｔηＶから負圧制御弁目標開度ｔＢＣＶを算出する（ステップ０６）。このように、第１実施例では、第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣおよび第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬを、いずれも静的目標体積効率ｔηＶｓではなく動的目標体積効率ｔηＶを用いて算出する。

図３は、上述した第２可変動弁機構６の実角度相当値ａｒＶＴＣの算出処理を示すフローチャートであって、上記ステップ０４の詳細を示す。この実施例では、センサによらずに、第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣから実角度相当値ａｒＶＴＣを推定するものとする。これは、基本的には第２可変動弁機構６の既知の応答特性に沿って徐々に変化していく実際の中心角の値を推定しようとするものであって、まず、アクチュエータの無駄時間に相当する無駄時間処理を行い（ステップ１１）、加重平均処理を行った後（ステップ１２）、変化率リミッタにより急激な変化を制限して、第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣを算出する（ステップ１３）。最後に、次の加重平均処理に用いる１ステップ前実角度相当値ａｒＶＴＣｚを更新する（ステップ１４）。

図４は、この第１実施例の制御の内容を機能ブロック図として示したものである。ここで、ＡＰＯはアクセル開度、Ｎｅはエンジン回転数、であり、これらに基づいて、静的目標体積効率演算部２１において、静的目標体積効率ｔηＶｓが算出され、動的目標体積効率演算部２２において、この静的目標体積効率ｔηＶｓを修正した動的目標体積効率ｔηＶが算出される。この動的目標体積効率ｔηＶとエンジン回転数Ｎｅとに基づいて、負圧制御弁目標開度演算部２３において負圧制御弁目標開度ｔＢＣＶが算出される。負圧制御弁２の開度は、この目標開度ｔＢＣＶに沿って制御される。同じく、動的目標体積効率ｔηＶとエンジン回転数Ｎｅとに基づいて、第２可変動弁機構目標角度算出マップｍｐＶＴＣ２４から第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣを検索する。第２可変動弁機構６は、この目標角度ｔＶＴＣに沿って制御される。そして、この第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとに基づいて、第２可変動弁機構実角度相当値演算部２５において、徐々に変化していく実際の中心角に相当する第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣが算出される。第１可変動弁機構目標角度設定マップｍｐＶＥＬ２６は、作動角ＶＥＬと中心角ＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとこれらにより実現される負荷つまり体積効率ηＶとの四者の既知の関係をマップ化した多次元マップからなり、この第１可変動弁機構目標角度設定マップｍｐＶＥＬ２６を参照して、動的目標体積効率ｔηＶと第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとに基づいて、これら３つのパラメータに対応する第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬの値を検索する。

ここで、動的目標体積効率演算部２２は、例えば、運転者の感覚により適合するような特性に、静的目標体積効率ｔηＶｓに遅れ処理等の修正を加えるものであり、過渡時のトルク応答性が好ましいものとなるように任意の特性に設定することが可能である。また、第２可変動弁機構目標角度算出マップｍｐＶＴＣ２４には、定常で燃焼安定性を満たしながら燃費が最良となる作動角が目標角度ｔＶＴＣとして割り付けられている。

なお、図示の実施例では、第２可変動弁機構目標角度算出マップｍｐＶＴＣ２４から検索された目標角度ｔＶＴＣを最終的な第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣとしているが、第２可変動弁機構目標角度算出マップｍｐＶＴＣ２４から検索された目標角度ｔＶＴＣにさらに過渡補正を行った値を最終的な第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣとしてもよい。また、第1可変動弁機構目標角度設定マップｍｐＶＥＬ２６から直接、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬを検索しているが、作動角ＶＥＬと中心角ＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅと体積効率ηＶとの関係を用いて、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬを演算により求めるようにしてもよい。

また図５は、上記第１実施例の上記第２可変動弁機構実角度相当値演算部２５の詳細を示す機能ブロック図であり、前述した図３のフローチャートに相当する。前述したように、第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣに基づいて、無駄時間処理部３１において無駄時間処理後目標角度ｔＶＴＣｄが算出される。この無駄時間処理後目標角度ｔＶＴＣｄとエンジン回転数Ｎｅおよび１ステップ前実角度相当値ａｒＶＴＣｚに基づいて、加重平均処理部３２において加重平均処理後目標角度ｔＶＴＣｋが算出される。そして、変化率リミッタ処理部３３を介して第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣが出力されるとともに、これが、次の１ステップ前実角度相当値ａｒＶＴＣｚとして加重平均処理部３２に戻される。

次に、図６および図７に基づいて、上記実施例の作用を説明する。

図６は、上記第１実施例による過渡（加速）時の作用を示すタイムチャートである。これは、内燃機関の回転数がある回転数で一定に保たれていると仮定して、アクセルペダルの踏み込み量（アクセル開度ＡＰＯ）を増やす過渡走行を行った際の作用であり、（ａ）目標体積効率ｔηＶ、（ｂ）第１可変動弁機構角度（作動角）ＶＥＬ、（ｃ）第２可変動弁機構角度（中心角）ＶＴＣ、（ｄ）エンジントルク、の変化を対比して示している。ここで、第１可変動弁機構５の機構的な応答性は第２可変動弁機構６の応答性に比べて非常によく、無視できるものと仮定する。

走行中に時間ｔ１からｔ３までアクセル開度の踏み込み量を増やすと、アクセル開度ＡＰＯに対応した静的目標体積効率ｔηＶｓが（ａ）の符号Ａ１で示す線のように得られ、動的目標体積効率ｔηＶが（ａ）の符号Ａ２で示す線のように得られる。

ここで、仮に、過渡時の補正を行わないものとして、この動的目標体積効率ｔηVから、あらかじめ体積効率ごとに設定されている静的な目標設定に基づき、第１可変動弁機構目標角度および第２可変動弁機構目標角度を算出したとすると、（ｂ）の符号Ｂ１および（ｃ）の符号Ｃ１でそれぞれ示す線のような特性となる。そして、それぞれの実際の角度、特に機構的な遅れを有する第２可変動弁機構６の実角度は、（ｃ）の符号Ｃ２で示す線のような特性となり、この第２可変動弁機構６の中心角ＶＴＣの応答遅れの影響により、実際の内燃機関のトルク応答は、（ｄ）の符号Ｄ１で示す線のような特性となる。なお、以下では、このように過渡時の補正を行わない例を「比較例」と呼ぶ。

これに対し、本実施例では、第１可変動弁機構５の目標角度ｔＶＥＬが、遅れを伴って変化する第２可変動弁機構６の実角度相当値ａｒＶＴＣを基礎として算出される。つまり、作動角ＶＥＬと中心角ＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとこれらにより実現される体積効率ηＶとの四者の関係を用いることにより、（ａ）の符号Ａ２で示す動的目標体積効率ｔηＶと（ｃ）の符号Ｃ２で示す第２可変動弁機構６の実角度相当値ａｒＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとから、（ｂ）の符号Ｂ２で示す線のように、要求される体積効率ｔηＶを満たし得る第１可変動弁機構５の目標角度ｔＶＥＬが算出される。その結果、（ｄ）の符号Ｄ２で示す線のように、目標とする動的目標体積効率ｔηＶと同等のトルク応答が得られ、比較例のトルク応答より改善された特性となる。

図７は、上記のような過渡走行の際の吸気弁の最大リフト点（換言すれば中心角におけるリフト）の推移（変化の軌跡）と体積効率ηＶを併せて示したグラフである。図の横軸が中心角ＶＴＣ、縦軸が作動角（換言すればリフト）ＶＥＬを示し、両者の組み合わせとして最大リフト点が定まる。そして、この最大リフト点は、体積効率ηＶに相関する。なお、体積効率ηＶは等高線状に示されているが、図示した範囲では、図の右上側が高負荷側つまり体積効率ηＶが大となる。図６で例示した加速走行では、目標とする体積効率ηＶが、符号Ａで示す低負荷側の点から、符号Ｂで示す高負荷側の点まで増加する。

前述した比較例では、第１可変動弁機構５の目標角度ｔＶＥＬおよび第２可変動弁機構６の目標角度ｔＶＴＣが、図中に黒丸で示す静的な目標設定に基づいて算出される結果、目標角度による最大リフト点は符号Ｘで示す線のように得られる。ここで、図６における時間ｔ２の時点を考えると、動的目標体積効率ｔηＶは、図６の符号Ａ０で示す値であり、図７では符号Ｚで示す線が相当する。このとき、比較例では、第１可変動弁機構５の目標角度ｔＶＥＬおよび第２可変動弁機構６の目標角度ｔＶＴＣは、それぞれ符号Ｔ１０、Ｔ２で示す値となり、最大リフト点は符号Ｃ１で示す点となる。しかし、実際には、第２可変動弁機構６は応答遅れを伴うので、中心角ＶＴＣの実角度（これは推定される第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣに相当する）は、符号Ｒ２で示す値となり、この結果、最大リフト点は符号Ｃ２で示す点となる。従って、等高線状の体積効率ηＶとの関係から理解できるように、実現できる体積効率ηＶは、符号Ｚで示す動的目標体積効率ｔηＶよりも小さくなってしまう。

これに対し本実施例では、作動角ＶＥＬと中心角ＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとこれらにより実現される体積効率ηＶとの関係をマップ化した第１可変動弁機構目標角度設定マップｍｐＶＥＬ２６を参照して、第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣに対応する第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬが検索されるので、図７に符号Ｒ２で示す第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣの下で、符号Ｚで示す動的目標体積効率ｔηＶを満たす最大リフト点（符号Ｃ３）となるように、符号Ｔ１で示すように、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬが与えられる。その結果、過渡走行中の最大リフト点の推移は符号Ｙで示す矢印のようになる。つまり、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬは、線Ｘで示す静的な目標角度に比べて作動角ＶＥＬが大きくなる方向に補正される。

次に、図８〜図１１に基づいて、本発明の制御の第２実施例を説明する。

図８は、第２実施例において、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬ、第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣおよび負圧制御弁目標開度ｔＢＣＶを算出する処理の概略的なフローチャートである。ここでは、第１実施例と同様に、負荷を表す負荷パラメータとして、体積効率ηＶを用いているが、これに代えて他の負荷を表すパラメータを用いてもよい。この第２実施例は、第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣを静的目標体積効率ｔηＶｓから算出し、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬを動的目標体積効率ｔηＶから算出するようにしたものであって、まず、アクセル開度ＡＰＯとエンジン回転数Ｎｅから静的目標体積効率ｔηＶｓを算出し（ステップ０１）、この静的目標体積効率ｔηＶｓとエンジン回転数Ｎｅから第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣを算出する（ステップ０２）。次に、静的目標体積効率ｔηＶｓに適宜な修正を加えて動的目標体積効率ｔηＶを算出する（ステップ０３）。また、第１実施例と同じく第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣに対する第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣを算出し（ステップ０４）、この第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣを用いて第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬを算出する（ステップ０５）。また、動的目標体積効率ｔηＶから負圧制御弁目標開度ｔＢＣＶを算出する（ステップ０６）。このように、第２実施例では、第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣを、動的目標体積効率ｔηＶではなく修正前の静的目標体積効率ｔηＶｓを用いて算出する。

図９は、この第２実施例の制御の内容を機能ブロック図として示したものである。ここで、アクセル開度ＡＰＯおよびエンジン回転数Ｎｅに基づいて、静的目標体積効率演算部２１において、静的目標体積効率ｔηＶｓが算出され、動的目標体積効率演算部２２において、この静的目標体積効率ｔηＶｓを修正した動的目標体積効率ｔηＶが算出される。この動的目標体積効率ｔηＶとエンジン回転数Ｎｅとに基づいて、負圧制御弁目標開度演算部２３において負圧制御弁目標開度ｔＢＣＶが算出される。一方、修正前の静的目標体積効率ｔηＶｓとエンジン回転数Ｎｅとに基づいて、第２可変動弁機構目標角度算出マップｍｐＶＴＣ２４から第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣを検索する。そして、この第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとに基づいて、第２可変動弁機構実角度相当値演算部２５において、徐々に変化していく実際の中心角に相当する第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣが算出される。第１実施例と同じく、第１可変動弁機構目標角度設定マップｍｐＶＥＬ２６は、作動角ＶＥＬと中心角ＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとこれらにより実現される負荷つまり体積効率ηＶとの四者の既知の関係をマップ化した多次元マップからなり、この第１可変動弁機構目標角度設定マップｍｐＶＥＬ２６を参照して、動的目標体積効率ｔηＶと第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとに基づいて、これら３つのパラメータに対応する第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬの値を検索する。

前述したように、動的目標体積効率演算部２２は、例えば、運転者の感覚により適合するような特性に、静的目標体積効率ｔηＶｓに遅れ処理等の修正を加えるものであり、過渡時のトルク応答性が好ましいものとなるように任意の特性に設定することが可能である。また、第２可変動弁機構目標角度算出マップｍｐＶＴＣ２４には、定常で燃焼安定性を満たしながら燃費が最良となる作動角が目標角度ｔＶＴＣとして割り付けられている。

また、図示の実施例では、第２可変動弁機構目標角度算出マップｍｐＶＴＣ２４から検索された目標角度ｔＶＴＣを最終的な第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣとしているが、第２可変動弁機構目標角度算出マップｍｐＶＴＣ２４から検索された目標角度ｔＶＴＣにさらに過渡補正を行った値を最終的な第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣとしてもよい。また、第1可変動弁機構目標角度設定マップｍｐＶＥＬ２６から直接、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬを検索しているが、作動角ＶＥＬと中心角ＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅと体積効率ηＶとの関係を用いて、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬを演算により求めるようにしてもよい。

次に、図１０および図１１に基づいて、上記第２実施例の作用を説明する。

図１０は、上記第２実施例による過渡（加速）時の作用を示すタイムチャートである。これは、内燃機関の回転数がある回転数で一定に保たれていると仮定して、アクセルペダルの踏み込み量（アクセル開度ＡＰＯ）を増やす過渡走行を行った際の作用であり、（ａ）目標体積効率ｔηＶ、（ｂ）第１可変動弁機構角度（作動角）ＶＥＬ、（ｃ）第２可変動弁機構角度（中心角）ＶＴＣ、（ｄ）エンジントルク、の変化を対比して示している。ここで、第１可変動弁機構５の機構的な応答性は第２可変動弁機構６の応答性に比べて非常によく、無視できるものと仮定する。

走行中に時間ｔ１からｔ３までアクセル開度の踏み込み量を増やすと、アクセル開度ＡＰＯに対応した静的目標体積効率ｔηＶｓが（ａ）の符号Ａ１で示す線のように得られ、動的目標体積効率ｔηＶが（ａ）の符号Ａ２で示す線のように得られる。

ここで、仮に、過渡時の補正を行わないものとして、この動的目標体積効率ｔηVから、あらかじめ体積効率ごとに設定されている静的な目標設定に基づき、第１可変動弁機構目標角度および第２可変動弁機構目標角度を算出したとすると、（ｂ）の符号Ｂ１および（ｃ）の符号Ｃ１１でそれぞれ示す線のような特性となる。そして、それぞれの実際の角度、特に機構的な遅れを有する第２可変動弁機構６の実角度は、（ｃ）の符号Ｃ２１で示す線のような特性となり、この第２可変動弁機構６の中心角ＶＴＣの応答遅れの影響により、実際の内燃機関のトルク応答は、（ｄ）の符号Ｄ１１で示す線のような特性となる。なお、以下では、このように過渡時の補正を行わない例を「比較例」と呼ぶ。

これに対し、第２実施例では、静的目標体積効率ｔηＶｓから第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣを算出するので、該第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣは、（ｃ）の符号Ｃ１２で示す線のように得られ、第２可変動弁機構６の実角度（ａｒＶＴＣ）は、該目標角度ｔＶＴＣを動的目標体積効率ｔηＶから算出する場合（Ｃ２１）よりも遅角側になり、（ｃ）の符号Ｃ２２で示す線のような特性となる。

なお、仮に、このＣ２２の特性の中心角ＶＴＣとＢ１の特性の作動角ＶＥＬとによれば、トルク応答は、（ｄ）の符号Ｄ１２で示す線のような特性となる。以下では、これを「第２の比較例」と呼ぶこととする。

そして、本実施例では、前述した第１実施例と同じく、第１可変動弁機構５の目標角度ｔＶＥＬが、遅れを伴って変化する第２可変動弁機構６の実角度相当値ａｒＶＴＣを基礎として算出される。つまり、作動角ＶＥＬと中心角ＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとこれらにより実現される体積効率ηＶとの四者の関係を用いることにより、（ａ）の符号Ａ２で示す動的目標体積効率ｔηＶと（ｃ）の符号Ｃ２２で示す第２可変動弁機構６の実角度相当値ａｒＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとから、（ｂ）の符号Ｂ２で示す線のように、要求される体積効率ｔηＶを満たし得る第１可変動弁機構５の目標角度ｔＶＥＬが算出される。その結果、（ｄ）の符号Ｄ２で示す線のように、目標とする動的目標体積効率ｔηＶと同等のトルク応答が得られ、比較例のトルク応答より改善された特性となる。

図１１は、上記第２実施例による過渡走行の際の吸気弁の最大リフト点の推移（変化の軌跡）と体積効率ηＶを併せて示したグラフであり、前述した図７と同様のものである。図１０で例示した加速走行では、目標とする体積効率ηＶが、符号Ａで示す低負荷側の点から、符号Ｂで示す高負荷側の点まで増加する。

前述した比較例では、第１可変動弁機構５の目標角度ｔＶＥＬおよび第２可変動弁機構６の目標角度ｔＶＴＣが静的な目標設定から算出される結果、目標角度による最大リフト点は、符号Ｘ１で示す線のように得られる。また、本実施例のように静的目標体積効率ｔηＶｓから第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣを算出した場合、該第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣは、動的目標体積効率ｔηＶから算出した場合よりも遅角側に得られるので、目標角度の最大リフト点は、符号Ｘ２で示す線のように得られる。ここで、図１０における時間ｔ２での場合を考えると、動的目標体積効率ｔηＶは、図１０の符号Ａ０で示す値であり、図１１では符号Ｚで示す線が相当する。このとき、比較例では、第１可変動弁機構５の目標角度ｔＶＥＬおよび第２可変動弁機構６の目標角度ｔＶＴＣは、それぞれ符号Ｔ１０、Ｔ２１で示す値となり、最大リフト点は符号Ｃ１１で示す点となる。しかし、実際には、第２可変動弁機構６は応答遅れを伴うので、中心角ＶＴＣの実角度（あるいは推定される実角度相当値）は、符号Ｒ２１で示す値となり、この結果、最大リフト点は符号Ｃ２１で示す点となる。従って、実現できる体積効率ηＶは、符号Ｚで示す動的目標体積効率より小さくなってしまう。

また、第２可変動弁機構目標角度ｔＶＴＣを静的目標体積効率ｔηＶｓから算出する場合の第２の比較例では、第１可変動弁機構５の目標角度ｔＶＥＬおよび第２可変動弁機構６の目標角度ｔＶＴＣは、それぞれ符号Ｔ１０、Ｔ２２で示す値となり、最大リフト点は符号Ｃ１２で示す点となる。しかし、実際には、第２可変動弁機構６の応答遅れにより中心角ＶＴＣの実角度は、符号Ｒ２２で示す値となり、最大リフト点は符号Ｃ２２で示す点となって、実現できる体積効率ηＶは、やはり符号Ｚで示す動的目標体積効率より小さくなってしまう。

これに対し本実施例では、作動角ＶＥＬと中心角ＶＴＣとエンジン回転数Ｎｅとこれらにより実現される体積効率ηＶとの関係をマップ化した第１可変動弁機構目標角度設定マップｍｐＶＥＬ２６を参照して、第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣに対応する第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬが検索されるので、図１１に符号Ｒ２２で示す第２可変動弁機構実角度相当値ａｒＶＴＣの下で、符号Ｚで示す動的目標体積効率ｔηＶを満たす最大リフト点（符号Ｃ３）となるように、符号Ｔ１で示すように、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬが与えられる。その結果、過渡走行中の最大リフト点の推移は符号Ｙ２で示す矢印のようになる。つまり、第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬは、線Ｘ１で示す静的な目標角度に比べて作動角ＶＥＬが大きくなる方向に補正される。

また、符号Ｙ１で示す第１実施例での最大リフト点の推移と比較して、第２実施例によれば、静的な目標角度を示す線Ｘ１からの第１可変動弁機構目標角度ｔＶＥＬの補正量がより小さくなる。

本発明に係る内燃機関の吸気制御装置のシステム構成を示す構成説明図。 吸気制御の第１実施例を示すフローチャート。 そのステップ０４の詳細を示すフローチャート。 第１実施例の制御の機能ブロック図。 第２可変動弁機構実角度相当値演算部の詳細を示すブロック図。 第１実施例による加速時の補正を示すタイムチャート。 この加速の際の最大リフト点の推移を示すグラフ。 吸気制御の第２実施例を示すフローチャート。 第２実施例の制御の機能ブロック図。 第２実施例による加速時の補正を示すタイムチャート。 この加速の際の最大リフト点の推移を示すグラフ。

符号の説明

２…負圧制御弁
５…第１可変動弁機構
６…第２可変動弁機構
１０…コントロールユニット
１１…アクセル開度センサ

Claims (7)

1. 内燃機関の吸気弁の作動角を連続的に変更可能な第１可変動弁機構と、
   上記作動角の中心角を連続的に変更可能な第２可変動弁機構と、
   アクセル開度と機関回転数とから静的目標負荷を求める静的目標負荷算出手段と、
   上記静的目標負荷と機関回転数とから上記第２可変動弁機構の目標中心角を算出する第２可変動弁機構目標角度算出手段と、
   この目標中心角に向かって変化する第２可変動弁機構の実際の中心角を検出ないしは算出して、第２可変動弁機構実角度相当値として出力する第２可変動弁機構実角度出力手段と、
   上記静的目標負荷に遅れ処理を施して動的目標負荷を算出する動的目標負荷算出手段と、
   作動角と中心角と機関回転数とこれらにより実現される負荷との四者の既知の関係に基づき、上記第２可変動弁機構実角度相当値と機関回転数と上記動的目標負荷と、から、上記第１可変動弁機構の目標作動角を算出する第１可変動弁機構目標角度算出手段と、
   を有することを特徴とする内燃機関の吸気制御装置。
2. 上記第２可変動弁機構実角度出力手段は、第２可変動弁機構の動作角度を測定するセンサにより得られた現在の中心角を、第２可変動弁機構実角度相当値とすることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の吸気制御装置。
3. 上記第２可変動弁機構実角度出力手段は、第２可変動弁機構の目標中心角に対し第２可変動弁機構を駆動するアクチュエータの無駄時間に相当する無駄時間処理を行い、加重平均処理を行った後、変化率リミットにより急激な変化を制限して得た中心角を、第２可変動弁機構実角度相当値とすることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の吸気制御装置。
4. 上記第２可変動弁機構実角度出力手段は、目標中心角と、第２可変動弁機構の動作角度を測定するセンサにより得られた現在の中心角と、の差から、現在の運転状態が過渡であるか定常であるかの判定を行い、定常であると判定した場合は目標中心角をそのまま第２可変動弁機構実角度相当値として出力することを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の吸気制御装置。
5. 作動角と中心角と機関回転数とこれらにより実現される負荷との四者の既知の関係を、多次元マップとして備えていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関の吸気制御装置。
6. 上記第１可変動弁機構は電動アクチュエータにより駆動され、上記第２可変動弁機構は油圧式アクチュエータにより駆動されることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関の吸気制御装置。
7. 内燃機関の吸気弁の作動角を連続的に変更可能な第１可変動弁機構と、
   上記作動角の中心角を連続的に変更可能な第２可変動弁機構と、
   アクセル開度と機関回転数とから静的目標負荷を求める静的目標負荷算出手段と、
   上記静的目標負荷に遅れ処理を施して動的目標負荷を算出する動的目標負荷算出手段と、
   上記動的目標負荷と機関回転数とから上記第２可変動弁機構の目標中心角を算出する第２可変動弁機構目標角度算出手段と、
   この目標中心角に向かって変化する第２可変動弁機構の実際の中心角を検出ないしは算出して、第２可変動弁機構実角度相当値として出力する第２可変動弁機構実角度出力手段と、
   作動角と中心角と機関回転数とこれらにより実現される負荷との四者の既知の関係をマップ化した多次元マップを参照して、上記第２可変動弁機構実角度相当値と機関回転数と上記動的目標負荷と、から、上記第１可変動弁機構の目標作動角を算出する第１可変動弁機構目標角度算出手段と、
   を有することを特徴とする内燃機関の吸気制御装置。

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