JP4767299B2 - Valve characteristic control device for internal combustion engine - Google Patents

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Description

この発明は、内燃機関の吸気通路及び排気通路に夫々設けられた吸気側バルブ及び排気側バルブのバルブ特性を、内燃機関の運転状態に応じて制御するようにした内燃機関のバルブ特性制御装置に関するものである。   The present invention relates to a valve characteristic control device for an internal combustion engine that controls valve characteristics of an intake side valve and an exhaust side valve respectively provided in an intake passage and an exhaust passage of the internal combustion engine in accordance with an operating state of the internal combustion engine. Is.

内燃機関の吸気通路に設けられた吸気側バルブ、及び排気通路に設けられた排気側バルブは、カムシャフトの回転に伴って往復動することにより各通路を周期的に開閉する。一般的な内燃機関に於いて、これら各バルブは、各カムシャフトの回転に伴って、カムのプロフィルにより定まる所定のタイミングにて各通路を開閉する。   An intake side valve provided in the intake passage of the internal combustion engine and an exhaust side valve provided in the exhaust passage reciprocate with the rotation of the camshaft to periodically open and close each passage. In a general internal combustion engine, each valve opens and closes each passage at a predetermined timing determined by the cam profile as each camshaft rotates.

近年では、内燃機関の出力を向上させる等の目的から、吸気側バルブ及び排気側バルブが開閉するタイミングであるバルブタイミングを、内燃機関の運転状態に応じて変更するようにしたバルブ特性制御装置は周知である。図２０は、一般的なバルブ特性制御装置の構成図である。図２０に於いて、吸気側カムシャフト１０１及び排気側カムシャフト１０２の端部に夫々設けられた一対のバルブタイミング可変機構１０３、１０４と、夫々のバルブタイミング可変機構１０３、１０４内にオイルを供給するためのオイル圧回路１０５と、電子制御装置１０８を備える。   In recent years, for the purpose of improving the output of an internal combustion engine, etc., a valve characteristic control device that changes the valve timing, which is the timing at which an intake side valve and an exhaust side valve open and close, according to the operating state of the internal combustion engine has been developed. It is well known. FIG. 20 is a configuration diagram of a general valve characteristic control device. In FIG. 20, oil is supplied into a pair of variable valve timing mechanisms 103 and 104 provided at the ends of the intake camshaft 101 and the exhaust camshaft 102, respectively, and the variable valve timing mechanisms 103 and 104. An oil pressure circuit 105 and an electronic control unit 108 are provided.

一対のバルブタイミング可変機構１０３、１０４は、吸気側カムシャフト１０１及び排気側カムシャフト１０２に設けられた一対のプーリ本体１０９、１１０に夫々結合されており、これらのプーリ本体１０１、１０２及びタイミングベルト（図示せず）を介してクランクシャフト（図示せず）により駆動される。   The pair of variable valve timing mechanisms 103 and 104 are coupled to a pair of pulley bodies 109 and 110 provided on the intake side camshaft 101 and the exhaust side camshaft 102, respectively. It is driven by a crankshaft (not shown) through (not shown).

各バルブタイミング可変機構１０３、１０４は、夫々の内部に一対の圧力室（図示せず）を備え、オイル圧回路１０５から各圧力室に供給されるオイルの圧力に応じて各カムシャフト１０１、１０２を各プーリ本体１０９、１１０に対し相対的に回転させる。これにより、クランクシャフトに対する各カムシャフト１０１、１０２の相対的な回転位相が変化し、吸気側バルブ又は排気側バルブのバルブタイミングが変更される。   Each of the variable valve timing mechanisms 103 and 104 includes a pair of pressure chambers (not shown) therein, and the camshafts 101 and 102 according to the pressure of oil supplied from the oil pressure circuit 105 to the pressure chambers. Are rotated relative to the pulley bodies 109 and 110. Thereby, the relative rotational phase of each camshaft 101, 102 with respect to the crankshaft changes, and the valve timing of the intake side valve or the exhaust side valve is changed.

オイル圧回路１０５は、オイルパン１１３、オイルポンプ１１４、及びオイルフィルタ１１５を備える。オイルポンプ１１４は、オイルパン１１３のオイルを各オイル通路１０６ａ、１０６ｂ、１０６ｃ、１０６ｄに圧送し、各バルブタイミング可変機構１０３、１０４の圧力室へ供給する。各オイル通路１０６ａ〜１０６ｄに夫々設けられた電磁バルブ１０７ａ、１０７ｂ、１０７ｃ、１０７ｄは、各オイル通路１０６ａ〜１０６ｄを開閉することにより、各バルブタイミング可変機構１０３、１０４の圧力室に供給されるオイル量を調節する。   The oil pressure circuit 105 includes an oil pan 113, an oil pump 114, and an oil filter 115. The oil pump 114 pressure-feeds the oil in the oil pan 113 to the oil passages 106a, 106b, 106c, and 106d and supplies the oil pressure to the pressure chambers of the variable valve timing mechanisms 103 and 104. Electromagnetic valves 107a, 107b, 107c, and 107d provided in the oil passages 106a to 106d respectively open and close the oil passages 106a to 106d to supply oil to the pressure chambers of the variable valve timing mechanisms 103 and 104. Adjust the amount.

電子制御装置１０８は、回転数センサ等の各種センサ１１６から読み込まれた検出信号に基づいて、即ち、内燃機関の運転状態に基づいて各電磁バルブ１０７ａ〜１０７ｄを通電制御する。これにより、ＥＣＵ１０８は、各圧力室内におけるオイル圧を変更し吸気側バルブ又は排気側バルブのバルブタイミングを制御する。   The electronic control device 108 controls energization of the electromagnetic valves 107a to 107d based on detection signals read from various sensors 116 such as a rotational speed sensor, that is, based on the operating state of the internal combustion engine. Thereby, the ECU 108 changes the oil pressure in each pressure chamber and controls the valve timing of the intake side valve or the exhaust side valve.

このように構成されたバルブ特性制御装置によれば、その時々の運転状態に於いて要求される内燃機関の諸特性（出力特性等）に応じて、各バルブのバルブタイミングを変更することが可能である。   According to the valve characteristic control device configured as described above, it is possible to change the valve timing of each valve in accordance with various characteristics (output characteristics, etc.) of the internal combustion engine required in each operation state. It is.

しかしながら、このバルブ特性制御装置の場合、各バルブタイミング可変機構１０３、１０４に対して共通のオイルポンプ１１４からオイルを供給するようにしているため、双方のバルブタイミング可変機構１０３、１０４を同時に作動させる際には、バルブタイミング可変機構１０３、１０４のうちの一方にみを作動させる場合と比較して、その各々のバルブタイミング可変機構１０３、１０４に供給されるオイル量が減少する。このため、各バルブタイミング可変機構１０３、１０４に供給されるオイル量が不足し、各バルブタイミング可変機構１０３、１０４の作動速度、換言すれば各バルブのバルブタイミングを変更する際の変更速度が低下し、各バルブのバルブタイミングを運転状態の時間的変化に追従させて適切に変更することが困難となり、バルブタイミング制御における応答性の低下を招く恐れがある。   However, in the case of this valve characteristic control device, oil is supplied from the common oil pump 114 to the variable valve timing mechanisms 103 and 104, so that both variable valve timing mechanisms 103 and 104 are operated simultaneously. In this case, the amount of oil supplied to each of the variable valve timing mechanisms 103 and 104 is reduced as compared with the case where only one of the variable valve timing mechanisms 103 and 104 is operated. For this reason, the amount of oil supplied to each valve timing variable mechanism 103, 104 is insufficient, and the operating speed of each valve timing variable mechanism 103, 104, in other words, the changing speed when changing the valve timing of each valve decreases. In addition, it is difficult to appropriately change the valve timing of each valve by following the temporal change of the operating state, which may cause a decrease in responsiveness in the valve timing control.

そこで、オイルポンプ１１４の吐出能力（単位時間当たりの吐出量）を増大させることにより、前述のようなバルブタイミング制御における応答性の低下を防止することが考えられるが、オイルポンプ１１４は、通常、クランクシャフトによって駆動されるため、このような構成はクランクシャフトに於ける駆動抵抗の増大を招くこととなり、内燃機関の実質的な出力を低下させ、更に、オイルポンプ１１４の大型化、ひいては内燃機関の大型化を招くことになる。   Therefore, it is conceivable to increase the discharge capacity (discharge amount per unit time) of the oil pump 114 to prevent a decrease in responsiveness in the valve timing control as described above. Since it is driven by the crankshaft, such a configuration leads to an increase in driving resistance in the crankshaft, which reduces the substantial output of the internal combustion engine, further increases the size of the oil pump 114, and consequently the internal combustion engine. Will lead to an increase in size.

従来、前述のような課題を解決するものとして、内燃機関の運転状態に応じて吸気側バルブ及び排気側バルブの作動態様の目標位相角を設定し、何れか一方のバルブの目標位相角と実位相角との偏差が所定値より大きい場合に、そのバルブの作動を優先させるようにバルブタイミング可変機構を作動させて作動オイル圧の低下を防止し、バルブタイミング制御の応答性の低下を防ぐようにした技術が提案されている（例えば、特許文献１参照）。   Conventionally, in order to solve the above-described problems, the target phase angle of the operation mode of the intake side valve and the exhaust side valve is set according to the operating state of the internal combustion engine, and the target phase angle of either one of the valves is set as the actual phase angle. When the deviation from the phase angle is larger than the specified value, the valve timing variable mechanism is operated to prioritize the valve operation to prevent the hydraulic oil pressure from decreasing and the valve timing control response from decreasing. The technique made into this is proposed (for example, refer patent document 1).

更に、従来、吸気側及び排気側のバルブのうち、内燃機関の特性値を目標特性値へより速く到達させるバルブ特性を有するバルブをその時の運転状態に基づいて選択し、この選択されたバルブのバルブ特性を変更するための一方のバルブタイミング可変機構を優先的に作動させるようにして内燃機関の特性値をより速く目標特性値に近づけ、クランクシャフトにおける駆動抵抗の増加やオイル供給源の大型化を招くことなく、制御応答性を向上させるようにした技術が提案されている（例えば、特許文献２参照）。   Further, conventionally, a valve having a valve characteristic that allows the characteristic value of the internal combustion engine to reach the target characteristic value faster among the intake side and exhaust side valves is selected based on the operation state at that time, and The characteristic value of the internal combustion engine is brought closer to the target characteristic value faster by preferentially operating one of the valve timing variable mechanisms for changing the valve characteristic, increasing the drive resistance in the crankshaft and increasing the oil supply source There has been proposed a technique for improving the control responsiveness without incurring (see, for example, Patent Document 2).

特開２００３−２０１８７１号公報JP 2003-201871 A 特開平９−３１７５０４号公報JP 9-317504 A

しかしながら、前述の従来の装置のように目標位相角と実位相角との偏差に基づいて優先させるバルブを選択するようにした場合、内燃機関の加速開始時に於いては、排気側バルブの目標位相角と実位相角との偏差が、吸気側バルブの目標位相角と実位相角との偏差よりも大きくなることは十分にあり得るが、その場合、排気側バルブの作動が優先され、吸気側バルブへのオイル量が少なくなるように制御されるため、吸気側バルブと排気側バルブの同時作動時に吸気側バルブの応答速度が低下してしまう。このため、内燃機関の出力低下によりドライバビリティが悪化する状況が発生する。   However, when the priority valve is selected on the basis of the deviation between the target phase angle and the actual phase angle as in the above-described conventional device, the target phase of the exhaust valve is started at the start of acceleration of the internal combustion engine. It is possible that the deviation between the angle and the actual phase angle is larger than the deviation between the target phase angle of the intake valve and the actual phase angle. Since the control is performed so that the amount of oil to the valve is reduced, the response speed of the intake side valve is reduced when the intake side valve and the exhaust side valve are simultaneously operated. For this reason, the situation where drivability deteriorates by the output fall of an internal combustion engine occurs.

又、内燃機関の始動時、或いは、アイドル運転時等に於いては、バルブオーバーラップを小さくするために、吸気側バルブのバルブタイミング可変機構のイニシャル位置を最遅角側とし、排気側バルブのバルブタイミング可変機構のイニシャル位置を最進角側とするのが一般的である。この場合、カムシャフトに於けるカム反力が、吸気側バルブのバルブタイミング作動機構ではイニシャル位置からのバルブタイミング進角作動方向への作動を
妨げる方向に働き、排気側バルブのバルブタイミング作動機構ではイニシャル位置からのバルブタイミング遅角作動方向への作動をアシストする方向へ働き、排気側よりも吸気側のバルブタイミング作動機構の応答性が低下する傾向にある。従って、内燃機関の加速時に於いて、双方のバルブタイミング可変機構を同時に作動させる場合に、吸気側バルブのバルブタイミング作動機構の応答性の低下が顕著に現れる。 Also, when starting the internal combustion engine or during idling, in order to reduce valve overlap, the initial position of the variable valve timing mechanism of the intake side valve is set to the most retarded angle side, and the exhaust side valve is Generally, the initial position of the variable valve timing mechanism is set to the most advanced angle side. In this case, the cam reaction force on the camshaft acts in a direction that prevents the valve timing operation mechanism of the intake side valve from moving from the initial position to the valve timing advance operation direction, and the valve timing operation mechanism of the exhaust side valve. It works in the direction of assisting the operation in the valve timing retard operation direction from the initial position, and the responsiveness of the valve timing operation mechanism on the intake side tends to be lower than that on the exhaust side. Therefore, when both the valve timing variable mechanisms are operated simultaneously during acceleration of the internal combustion engine, the responsiveness of the valve timing operating mechanism of the intake side valve is significantly reduced.

この発明は、従来の装置に於ける前述のような課題を解消するためになされたものであり、その目的とするところは、クランクシャフトに於ける駆動抵抗の増大、或いはオイル供給源の大型化等を招くことなく、吸気側バルブのバルブ特性の制御応答性の低下を防止することができる内燃機関のバルブ特性制御装置を得ることにある。   The present invention has been made to solve the above-mentioned problems in the conventional apparatus, and the object of the present invention is to increase the driving resistance in the crankshaft or increase the size of the oil supply source. It is an object of the present invention to provide a valve characteristic control device for an internal combustion engine that can prevent a decrease in control responsiveness of the valve characteristic of the intake side valve without incurring the above.

この発明による内燃機関のバルブ特性制御装置は、内燃機関の燃焼室に通じる吸気通路を開閉する吸気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記吸気側バルブのバルブ特性を変更する吸気側バルブ作動機構と、前記燃焼室に通じる排気通路を開閉する排気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記排気側バルブのバルブ特性を変更する排気側バルブ作動機構と、流体通路を介して前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に流体を供給する流体供給源と、前記流体通路に設けられ前記流体供給源から前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に対して夫々供給する流体量を制御する流体量制御手段と、前記内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて前記吸気側バルブと前記排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように前記流体量制御手段を制御する制御手段とを備えた内燃機関のバルブ特性制御装置であって、前記制御手段は、前記排気側バルブのバルブ特性を変更する制御量を、前記吸気側バルブの制御量を変更することなく、前記吸気側バルブの制御量より小さくし得るように構成されていることを特徴とするものである。 An internal combustion engine valve characteristic control device according to the present invention includes an intake side valve that opens and closes an intake passage that communicates with a combustion chamber of an internal combustion engine, and an intake side valve actuation mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristic of the intake side valve. An exhaust-side valve that opens and closes an exhaust passage leading to the combustion chamber, an exhaust-side valve actuation mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristics of the exhaust-side valve, and the intake-side valve actuation mechanism via a fluid passage; A fluid supply source that supplies fluid to the exhaust side valve actuation mechanism, and a fluid amount that is provided in the fluid passage and that is supplied from the fluid supply source to the intake side valve actuation mechanism and the exhaust side valve actuation mechanism, respectively. Fluid amount control means for operating, operating state detecting means for detecting the operating state of the internal combustion engine, and the operating state detected by the operating state detecting means. Therefore, target valve characteristic calculation means for calculating target valve characteristic values for the valve characteristics of the intake side valve and the exhaust side valve, respectively, and the fluid so that the respective valve characteristics become the respective target valve characteristic values. a valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine and a control means for controlling the amount control means, the control amount to change the valve characteristics of the exhaust valve, the control amount of the intake-side valve without changing, and is characterized in that it is configured so as to be smaller than the control amount of the intake valve.

又、この発明による内燃機関のバルブ特性制御装置は、内燃機関の燃焼室に通じる吸気通路を開閉する吸気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記吸気側バルブのバルブ特性を変更する吸気側バルブ作動機構と、前記燃焼室に通じる排気通路を開閉する排気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記排気側バルブのバルブ特性を変更する排気側バルブ作動機構と、流体通路を介して前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に流体を供給する流体供給源と、前記流体通路に設けられ前記流体供給源から前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に対して夫々供給する流体量を制御する流体量制御手段と、前記内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて前記吸気側バルブと前記排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように前記流体量制御手段を制御する制御手段とを備えた内燃機関のバルブ特性制御装置であって、前記制御手段は、前記排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインを、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインを変更することなく、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインよりも小さく設定し得るように構成されていることを特徴とするものである。 The valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the present invention includes an intake side valve for opening and closing an intake passage leading to a combustion chamber of the internal combustion engine, and an intake side valve operation for changing the valve characteristic of the intake side valve driven by fluid pressure. A mechanism, an exhaust side valve that opens and closes an exhaust passage leading to the combustion chamber, an exhaust side valve operating mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristics of the exhaust side valve, and the intake side valve operation via a fluid passage A fluid supply source for supplying fluid to the mechanism and the exhaust side valve actuation mechanism, and fluid amounts provided in the fluid passage from the fluid supply source to the intake side valve actuation mechanism and the exhaust side valve actuation mechanism, respectively. Fluid amount control means for controlling the operation state, operation state detection means for detecting the operation state of the internal combustion engine, and the operating condition detected by the operation state detection means And target valve characteristic calculation means for calculating target valve characteristic values for the valve characteristics of the intake side valve and the exhaust side valve based on the above, and the respective valve characteristics to be the respective target valve characteristic values. a valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine and a control means for controlling the fluid volume control means, the control gain for controlling the fluid quantity supplied to the exhaust-side valve operating mechanism, the intake-side The control gain for controlling the amount of fluid supplied to the valve operating mechanism can be set smaller than the control gain for controlling the amount of fluid supplied to the intake side valve operating mechanism without changing the control gain. It is what.

又、この発明による内燃機関のバルブ特性制御装置は、内燃機関の燃焼室に通じる吸気通路を開閉する吸気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記吸気側バルブのバルブ特性を変更する吸気側バルブ作動機構と、前記燃焼室に通じる排気通路を開閉する排気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記排気側バルブのバルブ特性を変更する排気側バルブ作動機構と、流体通路を介して前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に流体を供給する流体供給源と、前記流体通路に設けられ前記流体供給源から前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に対して夫々供給する流体量を制御する流体量制御手段と、前記内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて前記吸気側バルブと前記排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように前記流体量制御手段を制御する制御手段とを備えた内燃機関のバルブ特性制御装置であって、前記流体量制御手段は、電磁ソレノイドに供給される制御電流に基づいて前記流体量を制御するように構成され、前記制御手段は、前記排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する前記制御電流の制御値を、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する前記制御電流の制御値を変更することなく、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御電流の制御値よりも小さく設定し得るように構成されていることを特徴とするものである。 The valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the present invention includes an intake side valve for opening and closing an intake passage leading to a combustion chamber of the internal combustion engine, and an intake side valve operation for changing the valve characteristic of the intake side valve driven by fluid pressure. A mechanism, an exhaust side valve that opens and closes an exhaust passage leading to the combustion chamber, an exhaust side valve operating mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristics of the exhaust side valve, and the intake side valve operation via a fluid passage A fluid supply source for supplying fluid to the mechanism and the exhaust side valve actuation mechanism, and fluid amounts provided in the fluid passage from the fluid supply source to the intake side valve actuation mechanism and the exhaust side valve actuation mechanism, respectively. Fluid amount control means for controlling the operation state, operation state detection means for detecting the operation state of the internal combustion engine, and the operating condition detected by the operation state detection means And target valve characteristic calculation means for calculating target valve characteristic values for the valve characteristics of the intake side valve and the exhaust side valve based on the above, and the respective valve characteristics to be the respective target valve characteristic values. a valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine and a control means for controlling the fluid amount control means, said fluid amount control means to control the fluid volume on the basis of a control current supplied to the electromagnetic solenoid The control means is configured to control a control value of the control current that controls the amount of fluid supplied to the exhaust side valve operating mechanism, and a control value of the control current that controls the amount of fluid supplied to the intake side valve operating mechanism. without changing the, especially that it is configured so as to set smaller than the control value of the control current for controlling the amount of fluid supplied to the intake side valve actuating mechanism It is an.

更に、この発明による内燃機関のバルブ特性制御装置は、内燃機関の燃焼室に通じる吸気通路を開閉する吸気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記吸気バルブのバルブ特性を変更する吸気側バルブ作動機構と、前記燃焼室に通じる排気通路を開閉する排気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記排気バルブのバルブ特性を変更する排気側バルブ作動機構と、流体通路を介して前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に流体を供給する流体供給源と、前記流体通路に設けられ前記流体供給源から前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機に対して夫々供給する流体量を制御する流体量制御手段と、前記内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて前記吸気側バルブと前記排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように前記流体量制御手段を制御する制御手段とを備えた内燃機関のバルブ特性制御装置であって、前記目標バルブ特性算出手段は、前記排気バルブの目標バルブ特性値を漸次変化させることを特徴とするものである。
この発明に於いて、目標バルブ特性値を漸次変化させるとは、目標バルブ特性値を階段状に順次増大若しくは階段状に順次減少させる場合、又は、目標バルブ特性値を滑らかに順次増大若しくは滑らかに順次減少させる場合の、何れの場合をも含むものである。 Furthermore, an internal combustion engine valve characteristic control apparatus according to the present invention includes an intake side valve that opens and closes an intake passage that communicates with a combustion chamber of the internal combustion engine, and an intake side valve operating mechanism that is driven by fluid pressure and changes the valve characteristic of the intake valve. An exhaust-side valve that opens and closes an exhaust passage that communicates with the combustion chamber, an exhaust-side valve actuation mechanism that is driven by fluid pressure and changes the valve characteristics of the exhaust valve, and the intake-side valve actuation mechanism that passes through the fluid passage A fluid supply source that supplies fluid to the exhaust side valve operating mechanism, and a fluid amount that is provided in the fluid passage and that is supplied from the fluid supply source to the intake side valve operating mechanism and the exhaust side valve operating mechanism, respectively. Fluid amount control means for operating, operating state detecting means for detecting the operating state of the internal combustion engine, and the operating state detected by the operating state detecting means. Therefore, target valve characteristic calculation means for calculating target valve characteristic values for the valve characteristics of the intake side valve and the exhaust side valve, respectively, and the fluid so that the respective valve characteristics become the respective target valve characteristic values. a valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine and a control means for controlling the amount control means, the target valve characteristic calculation means, characterized in that to gradually vary the target valve characteristic value of the exhaust valve is there.
In the present invention, the target valve characteristic value is gradually changed when the target valve characteristic value is gradually increased or decreased stepwise, or the target valve characteristic value is increased or decreased smoothly. It includes any case where the number is decreased sequentially.

この発明による内燃機関のバルブ特性制御装置によれば、内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて吸気側バルブと排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように流体量制御手段を制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記排気側バルブのバルブ特性を変更する制御量を、前記吸気側バルブの制御量を変更することなく、前記吸気側バルブの制御量より小さくし得るように構成されているので、クランクシャフトに於ける駆動抵抗の増大や流体供給源の大型化を招くことなく、吸気側バルブ作動機構と排気側バルブ作動機構とが同時に作動するときでも、吸気側バルブ作動機構をその応答性を損なうことなく制御することができ、内燃機関の出力低下を抑制することが可能となる。 According to the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the present invention, the target valve characteristics for the valve characteristics of the intake side valve and the exhaust side valve based on the operating state detected by the operating state detecting means for detecting the operating state of the internal combustion engine. It includes a target valve characteristic calculating means for the values calculated respectively, and control means for the valve characteristics of the respective controls the fluid amount control means so that the target valve characteristic value of the respective, said control means, the exhaust-side a control amount for changing the valve characteristics of the valve, without changing the control amount of the intake valve, which is configured so as to be smaller than the control amount of the intake valve, in the drive to the crankshaft Even when the intake side valve operating mechanism and the exhaust side valve operating mechanism operate simultaneously without increasing the resistance or enlarging the fluid supply source, the intake side valve The rotation mechanism can be controlled without impairing its responsiveness, it is possible to suppress the reduction in the output of the internal combustion engine.

又、この発明による内燃機関のバルブ特性制御装置によれば、内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて吸気側バルブと排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように流体量制御手段を制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインを、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインを変更することなく、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインよりも小さく設定し得るように構成されているので、クランクシャフトに於ける駆動抵抗の増大や流体供給源の大型化を招くことなく、吸気側バルブ作動機構と排気側バルブ作動機構とが同時に作動するときでも、吸気側バルブ作動機構をその応答性を損なうことなく制御することができ、内燃機関の出力低下を抑制することが可能となる。 Further, according to the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the present invention, the target for the valve characteristics of the intake side valve and the exhaust side valve based on the operation state detected by the operation state detection means for detecting the operation state of the internal combustion engine. includes a target valve characteristic calculating means for respectively calculating a valve characteristic value, and control means for the valve characteristics of the respective controls the flow body weight control means such that the target valve characteristic value of the respective, said control means, Fluid to be supplied to the intake side valve operating mechanism without changing a control gain for controlling the amount of fluid to be supplied to the exhaust side valve operating mechanism. which is configured so as to be set to be smaller than the control gain for controlling the amount, size increase and source of fluid in the driving resistance to the crankshaft Even if the intake side valve operating mechanism and the exhaust side valve operating mechanism are operated simultaneously, the intake side valve operating mechanism can be controlled without impairing its responsiveness, and the output reduction of the internal combustion engine is suppressed. It becomes possible.

又、この発明による内燃機関のバルブ特性制御装置によれば、内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて吸気側バルブと排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように流体量制御手段を制御する制御手段とを備え、前記流体量制御手段は、電磁ソレノイドに供給される制御電流に基づいて前記流体量を制御するように構成され、前記制御手段は、前記排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する前記制御電流の制御値を、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する前記制御電流の制御値を変更することなく、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御電流の制御値よりも小さく設定し得るように構成されているので、クランクシャフトに於ける駆動抵抗の増大や流体供給源の大型化を招くことなく、吸気側バルブ作動機構と排気側バルブ作動機構とが同時に作動するときでも、吸気側バルブ作動機構をその応答性を損なうことなく制御することができ、内燃機関の出力低下を抑制することが可能となる。 Further, according to the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the present invention, the target for the valve characteristics of the intake side valve and the exhaust side valve based on the operation state detected by the operation state detection means for detecting the operation state of the internal combustion engine. includes a target valve characteristic calculating means for respectively calculating a valve characteristic value, and control means for the valve characteristics of the respective controls the flow body weight control means such that the target valve characteristic value of the respective said fluid amount control means Is configured to control the amount of fluid based on a control current supplied to an electromagnetic solenoid, and the control means sets a control value of the control current to control the amount of fluid supplied to the exhaust side valve operating mechanism. , without changing the control value of the control current for controlling the amount of fluid supplied to the intake side valve actuating mechanism, control the amount of fluid supplied to the intake side valve actuating mechanism The control current is configured to be smaller than the control value of the, without increasing the size of the increase and the fluid supply source in the driving resistance to the crankshaft, exhaust valve and the intake side valve actuating mechanism Even when the operating mechanism operates simultaneously, the intake side valve operating mechanism can be controlled without impairing its responsiveness, and it is possible to suppress a decrease in the output of the internal combustion engine.

更に、この発明による内燃機関のバルブ特性制御装置によれば、内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて吸気側バルブと排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように流体量制御手段を制御する制御手段とを備え、前記目標バルブ特性算出手段は、前記吸気バルブの目標バルブ特性値を漸次変化させることなく前記排気側バルブの目標バルブ特性値を漸次変化させるように構成されているので、クランクシャフトに於ける駆動抵抗の増大や流体供給源の大型化を招くことなく、吸気側バルブ作動機構と排気側バルブ作動機構とが同時に作動するときでも、吸気側バルブ作動機構をその応答性を損なうことなく制御することができ、内燃機関の出力低下を抑制することが可能となる。 Further, according to the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the present invention, the target for the valve characteristics of the intake side valve and the exhaust side valve based on the operation state detected by the operation state detection means for detecting the operation state of the internal combustion engine. It includes a target valve characteristic calculating means for respectively calculating a valve characteristic value, and control means for the valve characteristics of the respective controls the fluid amount control means so that the target valve characteristic value of the respective said target valve characteristics calculator Is configured to gradually change the target valve characteristic value of the exhaust-side valve without gradually changing the target valve characteristic value of the intake valve, thereby increasing the driving resistance in the crankshaft and the fluid supply source. Even when the intake side valve operating mechanism and the exhaust side valve operating mechanism operate simultaneously, the intake side valve actuator is not increased in size. The can be controlled without impairing its responsiveness, it is possible to suppress the reduction in the output of the internal combustion engine.

実施の形態１．
以下、この発明の実施の形態１に係る内燃機関のバルブ特性制御装置について説明する。図１は、この発明の実施の形態１に係る内燃機関のバルブ特性制御装置を、車輌用内燃機関としてガソリンエンジン（以下、エンジンと称する）に適用した場合の、エンジンシステムの構成を示す概略構成図である。図１に於いて、エンジンシステムは、大別して、エンジン１０、吸気側カムシャフト１１、排気側カムシャフト１２、これらのカムシャフト１１、１２に夫々設けられた吸気側バルブタイミング可変機構（以下、吸気側ＶＶＴ機構と称する）１３、及び排気側バルブタイミング可変機構（以下、排気側ＶＶＴ機構と称する）１４、クランクシャフト１５、吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４を制御するための電子制御装置（以下、ＥＣＵと称する）１６を備えている。 Embodiment 1 FIG.
The internal combustion engine valve characteristic control apparatus according to Embodiment 1 of the present invention will be described below. FIG. 1 is a schematic configuration showing the configuration of an engine system when a valve characteristic control device for an internal combustion engine according to Embodiment 1 of the present invention is applied to a gasoline engine (hereinafter referred to as an engine) as a vehicle internal combustion engine. FIG. In FIG. 1, the engine system is roughly divided into an engine 10, an intake side camshaft 11, an exhaust side camshaft 12, and intake side valve timing variable mechanisms (hereinafter referred to as intake air valves) provided on these camshafts 11 and 12, respectively. Electronic control device for controlling the exhaust side valve timing variable mechanism (hereinafter referred to as the exhaust side VVT mechanism) 14, the crankshaft 15, the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14. (Hereinafter referred to as ECU) 16 is provided.

エンジン１０は、シリンダブロック１７と、そのシリンダブロック１７の下側に固定されたオイルパン１８と、シリンダブロック１７の上側に固定されたシリンダヘッド１９とを有する。オイルパン１８は、エンジン１０の各部へ供給する流体としての潤滑オイルを貯留する。シリンダブロック１７は、燃焼室２０ａを含む４個のシリンダ２０を有するが、図２では便宜上その一つのみを図示している。クランクシャフト１５は、シリンダブロック１７により回転可能に支持されている。各シリンダ２０内に設けられたピストン２１は、コンロッド２２を介してクランクシャフト１５に連結されており、ピストン２１が上下動することによってクランクシャフト１５が回転する。 Engine 10 includes a cylinder block 17, an oil pan 18 fixed to the lower side of the cylinder da block 17, a cylinder head 19 fixed to the upper Cylinders block 17. The oil pan 18 stores lubricating oil as a fluid supplied to each part of the engine 10. The cylinder block 17 has four cylinders 20 including the combustion chamber 20a, but only one of them is shown in FIG. 2 for convenience. The crankshaft 15 is rotatably supported by the cylinder block 17. Pistons 21 provided in the respective cylinders 20 are connected to the crankshaft 15 via connecting rods 22, and the crankshaft 15 rotates as the piston 21 moves up and down.

各シリンダ２０に対応してシリンダヘッド１９に設けられた複数の吸気側バルブ２３及び排気側バルブ２４は、燃焼室２０ａに通じる吸気通路２５の吸気ポート２５ａ、及び排気通路２６の排気ポート２６ａを選択的に開閉する。互いに並行に配置された吸気側カムシャフト１１及び排気側カムシャフト１２は、夫々シリンダヘッド１９に回転可能に支持され、夫々の軸方向に配置された一対をなす複数組のカム２７、２８を備える。各カムシャフト１１、１２の回転に伴って、各カム２７、２８は吸気側バルブ２３及び排気側バルブ２４を駆動する。   A plurality of intake side valves 23 and exhaust side valves 24 provided in the cylinder head 19 corresponding to each cylinder 20 select an intake port 25a of the intake passage 25 leading to the combustion chamber 20a and an exhaust port 26a of the exhaust passage 26. Open and close. The intake side camshaft 11 and the exhaust side camshaft 12 arranged in parallel with each other are rotatably supported by the cylinder head 19 and each include a plurality of pairs of cams 27 and 28 arranged in the respective axial directions. . As each camshaft 11, 12 rotates, each cam 27, 28 drives the intake side valve 23 and the exhaust side valve 24.

各カムシャフト１１、１２に設けられた吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４は、夫々吸気側バルブ２３及び排気側バルブ２４が開閉する時期、即ちバルブタイミングを可変とするように作動する。   The intake-side VVT mechanism 13 and the exhaust-side VVT mechanism 14 provided on the camshafts 11 and 12 operate so that the timing when the intake-side valve 23 and the exhaust-side valve 24 open and close, that is, the valve timing is variable.

図２は、吸気側カムシャフト１１の一部分、吸気側ＶＶＴ機構１３、及び吸気側ＶＶＴ機構１３に供給する流体量を制御する吸気側オイルコントロールバルブ（以下、吸気側ＯＣＶと称する）６０を、夫々断面で示す説明図である。この実施の形態１に於いて、排気側カムシャフト１２、排気側ＶＶＴ機構１４、及び排気側ＶＶＴ機構１４に供給する流体量を制御する流体量制御手段としての排気側オイルコントロールバルブ（以下、排気側ＯＣＶと称する）８０は、夫々吸気側カムシャフト１１、吸気側ＶＶＴ機構１３、及び吸気側ＯＣＶ６０と同様の構成を有するので、その説明を省略する。   FIG. 2 shows a part of the intake side camshaft 11, an intake side VVT mechanism 13, and an intake side oil control valve (hereinafter referred to as intake side OCV) 60 for controlling the amount of fluid supplied to the intake side VVT mechanism 13. It is explanatory drawing shown in a cross section. In the first embodiment, an exhaust oil control valve (hereinafter referred to as an exhaust gas control valve) serving as a fluid amount control means for controlling the amount of fluid supplied to the exhaust side camshaft 12, the exhaust side VVT mechanism 14, and the exhaust side VVT mechanism 14. 80) (referred to as the side OCV) has the same configuration as the intake side camshaft 11, the intake side VVT mechanism 13, and the intake side OCV 60, and will not be described.

図２に於いて、吸気側ＶＶＴ機構１３は、プーリ３０、インナキャップ３１、カバー３２、及びリングギヤ３３を備える。シリンダヘッド１９及びベアリングキャップ３４は、吸気側カムシャフト１１をそのジャーナル１１ａに於いて支持する。略円板状に形成されたプーリ３０は、外周に複数の外歯３５を有するとともに、その中央部にボス３６を有する。プーリ３０は、そのボス３６に於いて、吸気側カムシャフト１１の図２の左側の軸方向端部に回転可能に装着されている。   In FIG. 2, the intake side VVT mechanism 13 includes a pulley 30, an inner cap 31, a cover 32, and a ring gear 33. The cylinder head 19 and the bearing cap 34 support the intake side camshaft 11 in its journal 11a. The pulley 30 formed in a substantially disc shape has a plurality of external teeth 35 on the outer periphery and a boss 36 at the center thereof. The pulley 30 is rotatably mounted on the boss 36 at the axial end of the intake side camshaft 11 on the left side in FIG.

プーリ３０の外歯３５に掛けられたタイミングベルト３７は、図１に示すように排気側ＶＶＴ機構１４のプーリ３８及びクランクシャフト１５のクランクプーリ３９に掛けられており、クランクシャフト１５の回転力を各プーリ３０、３８を介して各カムシャフト１１、１２に伝達する。   The timing belt 37 hung on the external teeth 35 of the pulley 30 is hung on the pulley 38 of the exhaust-side VVT mechanism 14 and the crank pulley 39 of the crankshaft 15 as shown in FIG. It transmits to each camshaft 11 and 12 via each pulley 30 and 38.

プーリ３０に取付けられた有底円筒状のカバー３２は、プーリ３０の一側面及び吸気側カムシャフト１１の先端部を覆っている。カバー３２の内周には、複数の内歯４０が形成されている。この内歯４０は、ヘリカル歯であり、吸気側カムシャフト１１の軸線Ｌに対して所定のねじれ角で傾斜している。吸気側カムシャフト１１の先端部に中空ボルト４１によって固定されたインナキャップ３１は、その外周にカバー３２の内歯４０と同様のヘリカル歯である複数の外歯４２が形成されている。   A bottomed cylindrical cover 32 attached to the pulley 30 covers one side of the pulley 30 and the tip of the intake side camshaft 11. A plurality of internal teeth 40 are formed on the inner periphery of the cover 32. The internal teeth 40 are helical teeth and are inclined at a predetermined twist angle with respect to the axis L of the intake camshaft 11. The inner cap 31 fixed to the distal end portion of the intake camshaft 11 by a hollow bolt 41 has a plurality of external teeth 42 that are helical teeth similar to the internal teeth 40 of the cover 32 formed on the outer periphery thereof.

リングギヤ３３は、プーリ３０、カバー３２、及びインナキャップ３１により区画された環状の空間４３内に配置され、内周部及び外周部に内歯４５及び外歯４６を夫々備えている。これらの内歯４５及び外歯４６は、インナキャップ３１の外歯４２及びカバー３２の内歯４０に夫々噛合している。リングギヤ３３は、プーリ３０に伝達された回転力をインナキャップ３１を介して吸気側カムシャフト１１に伝達する。吸気側カムシャフト１１の回転に伴って、各カム２７は吸気側バルブ２３を駆動する。同様に、前述した排気側カムシャフト１２の各カム２８は、排気側カムシャフト１２の回転に伴って排気側バルブ２４を駆動する。   The ring gear 33 is disposed in an annular space 43 defined by the pulley 30, the cover 32, and the inner cap 31, and includes inner teeth 45 and outer teeth 46 on the inner peripheral portion and the outer peripheral portion, respectively. The inner teeth 45 and the outer teeth 46 mesh with the outer teeth 42 of the inner cap 31 and the inner teeth 40 of the cover 32, respectively. The ring gear 33 transmits the rotational force transmitted to the pulley 30 to the intake side camshaft 11 via the inner cap 31. As the intake side camshaft 11 rotates, each cam 27 drives the intake side valve 23. Similarly, each cam 28 of the exhaust camshaft 12 described above drives the exhaust valve 24 as the exhaust camshaft 12 rotates.

リングギヤ３３は、空間４３の内部を第１の圧力室５０と第２の圧力室５２に区画している。リングギヤ３３よりも先端側（図２の左側）にある第１の圧力室５０には、後述する第１の圧力通路５１を通じてオイルが供給され、リングギヤ３３よりも基端側（図２の右側）にある第２の圧力室５２には、後述する第２の圧力通路５３を通じてオイルが供給される。   The ring gear 33 partitions the interior of the space 43 into a first pressure chamber 50 and a second pressure chamber 52. Oil is supplied to the first pressure chamber 50 on the distal end side (left side in FIG. 2) from the ring gear 33 through a first pressure passage 51 described later, and the proximal side (right side in FIG. 2) from the ring gear 33. Oil is supplied to the second pressure chamber 52 through a second pressure passage 53 described later.

ベアリングキャップ３４は、一対のオイル孔５４、５５を有する。ベアリングキャップ３４の各オイル孔５４、５５は、夫々オイル通路５６、５７により吸気側ＯＣＶ６０に通じている。吸気側ＯＣＶ６０は、一対のドレン通路５８ａ、５８ｂによりオイルパン１８に通じるとともに、吐出通路５９によりオイルフィルタ６１及び流体供給源としてのオイルポンプ６２を介してオイルパン１８に通じている。   The bearing cap 34 has a pair of oil holes 54 and 55. The oil holes 54 and 55 of the bearing cap 34 communicate with the intake side OCV 60 through oil passages 56 and 57, respectively. The intake-side OCV 60 communicates with the oil pan 18 through a pair of drain passages 58a and 58b, and communicates with the oil pan 18 through a discharge passage 59 via an oil filter 61 and an oil pump 62 as a fluid supply source.

図１に示すように、オイルポンプ６２は、クランクシャフト１５に連結されており、ク
ランクシャフト１５の回転に伴って駆動され、オイルパン１８に貯留されている流体としてのオイルを吸引し吐出する。オイルポンプ６２から吐出されたオイルは、オイルフィルタ６１を介して、吸気側ＯＣＶ６０からベアリングキャップ３４の各オイル孔５４、５５に選択的に圧送される。 As shown in FIG. 1, the oil pump 62 is connected to the crankshaft 15, is driven as the crankshaft 15 rotates, and sucks and discharges oil as fluid stored in the oil pan 18. The oil discharged from the oil pump 62 is selectively pumped from the intake side OCV 60 to the oil holes 54 and 55 of the bearing cap 34 through the oil filter 61.

ベアリングキャップ３４に形成されたオイル孔５４、５５のうち、基端側（図２の右側）に位置するオイル孔５４は、ジャーナル１１ａの全周にわたって形成されたオイル溝６３、吸気側カムシャフト１１の内部に形成されたオイル通路６４、及び中空ボルト４１内の中心孔６５を介して第１の圧力室５０に通じている。これらオイル孔５４、オイル溝６３、オイル通路６４、中心孔６５、及びオイル通路５６により前述の第１の圧力通路５１が構成されている。   Of the oil holes 54 and 55 formed in the bearing cap 34, the oil hole 54 located on the base end side (the right side in FIG. 2) is an oil groove 63 formed over the entire circumference of the journal 11 a and the intake camshaft 11. Are connected to the first pressure chamber 50 through an oil passage 64 formed in the inside of the cylinder and a central hole 65 in the hollow bolt 41. These oil hole 54, oil groove 63, oil passage 64, center hole 65, and oil passage 56 constitute the first pressure passage 51 described above.

オイル孔５４、５５のうち先端側（図２の左側）に位置するオイル孔５５は、ジャーナル１１ａの全周にわたって形成されたオイル溝６６、及び吸気側シャフト１１の内部に形成されたオイル通路６７により第２の圧力室５２に通じている。これらオイル孔５５、オイル溝６６、オイル通路６７、及びオイル通路５７により、前述の第２の圧力通路５３が構成されている。この実施の形態１に於ける第１の圧力通路５１、第２の圧力通路５３、吐出通路５９は、この発明の流体通路を構成する。   Of the oil holes 54 and 55, the oil hole 55 located on the front end side (left side in FIG. 2) is an oil groove 66 formed over the entire circumference of the journal 11a and an oil passage 67 formed in the intake side shaft 11. To the second pressure chamber 52. The oil hole 55, the oil groove 66, the oil passage 67, and the oil passage 57 constitute the second pressure passage 53 described above. The first pressure passage 51, the second pressure passage 53, and the discharge passage 59 in the first embodiment constitute the fluid passage of the present invention.

吸気側ＯＣＶ６０は、オイルポンプ６２から吐出通路５９、第１及び第２の圧力通路５１、５３を介して各圧力室５０、５２に供給されるオイルの量（オイル圧の大きさ）を制御する。吸気側ＯＣＶ６０のケーシング７０は、吐出通路５９に通じるタンクポート７１、ドレン通路５８ａ、５８ｂに通じる一対のリザーバポート７２ａ、７２ｂ、各オイル通路５６、５７に夫々通じる一対の吐出ポート７３、７４を備える。   The intake-side OCV 60 controls the amount of oil (the magnitude of oil pressure) supplied from the oil pump 62 to the pressure chambers 50 and 52 via the discharge passage 59 and the first and second pressure passages 51 and 53. . The casing 70 of the intake-side OCV 60 includes a tank port 71 that communicates with the discharge passage 59, a pair of reservoir ports 72a and 72b that communicate with the drain passages 58a and 58b, and a pair of discharge ports 73 and 74 that communicate with the oil passages 56 and 57, respectively. .

ケーシング７０は、その内部に於いてスプール７５を往復動可能に収容する。スプール７５は、夫々ポート７１〜７４間でのオイルの流れを遮断する４つのランド７６を有する。スプール７５は、隣接するランド７６間に於いて、夫々ポート７１〜７４間を連通してオイルの流れを許容するパセージ７７ａ、７７ｂ、７７ｃを有する。   The casing 70 accommodates the spool 75 in a reciprocating manner. The spool 75 has four lands 76 that block the flow of oil between the ports 71 to 74, respectively. The spool 75 has passages 77a, 77b, and 77c that allow the oil to flow between the adjacent lands 76 through the ports 71 to 74, respectively.

吸気側ＯＣＶ６０は、スプール７５による各ポート７１〜７４の連通状態、即ちスプール７５の軸線方向に於ける位置を変更することによって、第１の圧力室５０及び第２の圧力室５２に供給されるオイル圧の大きさを調整する。ケーシング７０の前部に配置されたスプリング７８は、スプール７５を後方（図２の右側）へ付勢し、ケーシング７０の後部に配置された電磁ソレノイド７９は、通電によって励磁されることによりスプール７５を前方（図２の左側）へ付勢する。   The intake-side OCV 60 is supplied to the first pressure chamber 50 and the second pressure chamber 52 by changing the communication state of the ports 71 to 74 by the spool 75, that is, the position in the axial direction of the spool 75. Adjust the oil pressure. The spring 78 disposed at the front portion of the casing 70 urges the spool 75 rearward (right side in FIG. 2), and the electromagnetic solenoid 79 disposed at the rear portion of the casing 70 is energized by energization so that the spool 75 is energized. Is urged forward (left side in FIG. 2).

図１に示すように、排気側カムシャフト１２に設けられた排気側ＶＶＴ機構１４も前述した吸気側ＶＶＴ機構１３と同様に、吐出通路５９によりオイルフィルタ６１を介しオイルポンプ６２に接続されている。吐出通路に通じる排気側ＯＣＶ８０は、前述した吸気側ＯＣＶ６０と同様の構成を備えており、オイルポンプ６２から排気側ＶＶＴ機構１４の第１及び第２の圧力室（いずれも図示せず）に供給されるオイルの量（オイル圧の大きさ）を制御する。この実施の形態１に於いて、吸気側ＯＣＶ６０、排気側ＯＣＶ８０は、この発明に於ける流体量制御手段を構成する。   As shown in FIG. 1, the exhaust side VVT mechanism 14 provided on the exhaust side camshaft 12 is also connected to the oil pump 62 through the oil filter 61 by the discharge passage 59 in the same manner as the intake side VVT mechanism 13 described above. . The exhaust-side OCV 80 communicating with the discharge passage has the same configuration as the intake-side OCV 60 described above, and is supplied from the oil pump 62 to the first and second pressure chambers (both not shown) of the exhaust-side VVT mechanism 14. Control the amount of oil (the size of the oil pressure). In the first embodiment, the intake side OCV 60 and the exhaust side OCV 80 constitute a fluid amount control means in the present invention.

エンジン１０は、各種センサ８１〜８４を備える。即ち、図１に示すように、カム角センサ８１、８２は、吸気側カムシャフト１１及び排気側カムシャフト１１に夫々取り付けられたロータ８１ａ、８２ａと、その近傍に対向して配置された電磁ピックアップ８１ｂ、８２ｂとを備える。各ロータ８１ａ、８２ａは円盤状の磁性体からなり、その外周に多数の歯を有する。各電磁ピックアップ８１ｂ、８２ｂは、各カムシャフト１１、１２の回
転に伴い各ロータ８１ａ、８２ａが回転して、その歯が電磁ピックアップ８１ｂ、８２ｂの前方を通過する毎にパルス状の各カム角信号ステップＳＧＩＮ２、ステップＳＧＥＸ２をそれぞれ出力する。 The engine 10 includes various sensors 81 to 84. That is, as shown in FIG. 1, the cam angle sensors 81 and 82 include rotors 81 a and 82 a attached to the intake side camshaft 11 and the exhaust side camshaft 11, respectively, and electromagnetic pickups disposed in the vicinity thereof. 81b and 82b. Each rotor 81a, 82a is made of a disk-shaped magnetic body and has a large number of teeth on its outer periphery. Each of the electromagnetic pickups 81b and 82b has a pulse-like cam angle signal each time the rotor 81a and 82a rotate with the rotation of the camshafts 11 and 12 and the teeth pass in front of the electromagnetic pickups 81b and 82b. Step SGIN2 and step SGEX2 are output.

クランク角センサ８３は、クランクシャフト１５に取り付けられたロータ８３ａと、その近傍に対向して配置された電磁ピックアップ８３ｂとを備える。ロータ８３ａは円盤状の磁性体からなり、その外周に等角度毎に多数の歯を有する。電磁ピックアップ８３ｂは、クランクシャフト１５の回転に伴いロータ８３ａが回転してその歯が同ピックアップ８３ｂの前方を通過する毎にパルス状のクランク角信号ステップＳＧ１を出力する。   The crank angle sensor 83 includes a rotor 83a attached to the crankshaft 15 and an electromagnetic pickup 83b disposed in the vicinity thereof. The rotor 83a is made of a disk-shaped magnetic body, and has a large number of teeth at equal angles on the outer periphery thereof. The electromagnetic pickup 83b outputs a pulsed crank angle signal step SG1 each time the rotor 83a rotates with the rotation of the crankshaft 15 and its teeth pass in front of the pickup 83b.

吸気圧センサ８４は、吸気通路２５に設けられたサージタンク（図示せず）に取り付けられ、真空を基準とした場合のサージタンク内の圧力、即ち吸気圧ＰＭを検出する。この実施の形態１に於いて、カム角センサ８１、８２、クランク角センサ８３、吸気圧センサ８４は、この発明の運転状態検出手段を構成する。   The intake pressure sensor 84 is attached to a surge tank (not shown) provided in the intake passage 25, and detects the pressure in the surge tank when the vacuum is used as a reference, that is, the intake pressure PM. In the first embodiment, the cam angle sensors 81 and 82, the crank angle sensor 83, and the intake pressure sensor 84 constitute the operating state detecting means of the present invention.

ＥＣＵ１６は、前述した各種センサ８１〜８４による検出値に基いて各ＯＣＶ６０、８０を制御する。ＥＣＵ１６は、中央処理装置（以下、ＣＰＵと称する）８５、読出し専用メモリ（以下、ＲＯＭと称する）８６、ランダムアクセスメモリ（以下、ＲＡＭと称する）８７、バックアップＲＡＭ８８、外部入力回路８９及び外部出力回路９０を備える。バス９１は外部入力各回路８９、外部出力回路９０を互いに接続する。   The ECU 16 controls the OCVs 60 and 80 based on the detection values obtained by the various sensors 81 to 84 described above. The ECU 16 includes a central processing unit (hereinafter referred to as CPU) 85, a read only memory (hereinafter referred to as ROM) 86, a random access memory (hereinafter referred to as RAM) 87, a backup RAM 88, an external input circuit 89, and an external output circuit. 90. The bus 91 connects the external input circuits 89 and the external output circuit 90 to each other.

ＲＯＭ８６は、所定の制御プログラムや初期データを予め記憶する。例えば、ＲＯＭ８６は、後述する図５に示すバルブタイミングを制御するためのプログラムを記憶している。ＣＰＵ８５は、ＲＯＭ８６に記憶された制御プログラム及び初期データに従って各種の演算処理を実行する。ＲＡＭ８７はＣＰＵ８５による演算結果を一時的に記憶する。バックアップＲＡＭ８８はＥＣＵ１６に対する電力供給が停止された後にも、ＲＡＭ８７内の各種データを保持する。   The ROM 86 stores a predetermined control program and initial data in advance. For example, the ROM 86 stores a program for controlling valve timing shown in FIG. The CPU 85 executes various arithmetic processes according to the control program and initial data stored in the ROM 86. The RAM 87 temporarily stores the calculation result by the CPU 85. The backup RAM 88 holds various data in the RAM 87 even after power supply to the ECU 16 is stopped.

外部入力回路８９には、前述した各カム角センサ８１、８２、クランク角センサ８３、及び吸気圧センサ８４が夫々電気的に接続され、外部出力回路９０には各ＯＣＶ６０、８０が電気的に接続されている。ＣＰＵ８５は、各センサ８１〜８４から外部入力回路８９に入力された各検出信号に基づき、エンジン回転速度ＮＥ、各カムシャフト１１、１２の進角量ＩＰＤ、ＩＰＤ＿ｅｘ等を算出する。ＣＰＵ８５は、これらの算出値に基づき、各ＯＣＶ６０、８０を作動させる。この発明の実施の形態１に於いて、ＣＰＵ８５は、流体量制御手段である吸気側ＯＣＶ６０及び排気側ＯＣＶ８０を制御する制御手段を構成する。   The cam angle sensors 81 and 82, the crank angle sensor 83, and the intake pressure sensor 84 are electrically connected to the external input circuit 89, and the OCVs 60 and 80 are electrically connected to the external output circuit 90. Has been. The CPU 85 calculates the engine rotation speed NE, the advance amounts IPD, IPD_ex, and the like of the camshafts 11 and 12 based on the detection signals input from the sensors 81 to 84 to the external input circuit 89. The CPU 85 activates the OCVs 60 and 80 based on these calculated values. In the first embodiment of the present invention, the CPU 85 constitutes a control means for controlling the intake-side OCV 60 and the exhaust-side OCV 80 that are fluid amount control means.

ＣＰＵ８５は、例えば、クランク角センサ８３が出力するクランク角信号ステップＳＧ１の時間間隔を計測することにより、単位時間当たりのクランクシャフト１５の回転数であるエンジン回転速度ＮＥを算出する。ＣＰＵ８５は、各カム角信号ステップＳＧＩＮ２、ステップＳＧＥＸ２の発生と同時にクランク角信号ステップＳＧ１を入力し、その後、予め設定された基準のクランク角信号ステップＳＧ１を入力するまでの同信号ステップＳＧＩＮ２、ステップＳＧＥＸ２のパルス数に基づき、クランクシャフト１５に対する吸気側及び排気側カムシャフト１１、１２の相対的な回転位相、即ち進角量ＩＰＤ、ＩＰＤ＿ｅｘを算出する。各進角量ＩＰＤ、ＩＰＤ＿ｅｘとは、吸気側バルブ２３及び排気側バルブ２４のバルブタイミングの調整のために、各ＶＶＴ機構１３、１４により変更される吸気側及び排気側カムシャフト１１、１２の回転角度である。   For example, the CPU 85 measures the time interval of the crank angle signal step SG1 output from the crank angle sensor 83, thereby calculating the engine rotational speed NE that is the rotational speed of the crankshaft 15 per unit time. The CPU 85 inputs the crank angle signal step SG1 simultaneously with the generation of each cam angle signal step SGIN2 and step SGEX2, and thereafter the same signal step SGIN2 and step SGEX2 until a preset reference crank angle signal step SG1 is input. The relative rotational phases of the intake side and exhaust side camshafts 11 and 12 with respect to the crankshaft 15, that is, the advance amounts IPD and IPD_ex are calculated based on the number of pulses. The advance amounts IPD and IPD_ex refer to the rotations of the intake and exhaust camshafts 11 and 12 that are changed by the VVT mechanisms 13 and 14 in order to adjust the valve timings of the intake and exhaust valves 23 and 24. Is an angle.

ＣＰＵ８５は、単位時間に占める電磁ソレノイド７９への通電時間の割合（以下、デューティ比ＤＩＰＤと称する）を０〜１００％の間で変更することにより、即ちデューティ
制御することにより、吸気側ＯＣＶ６０のスプール７５をケーシング７０内の任意の位置へ移動させる。例えば、吸気側バルブ２３が所定のバルブタイミングをもって開閉している状態から、ＣＰＵ８５が５０％よりも大きなデューティ比ＤＩＰＤをもって電磁ソレノイド７９を通電制御することにより、図３に示すように、スプール７５はスプリング７８の付勢力に抗して前方へ移動し「進角位置」に達する。 The CPU 85 changes the ratio of the energization time to the electromagnetic solenoid 79 in the unit time (hereinafter referred to as the duty ratio DIPD) between 0 and 100%, that is, by controlling the duty, thereby spooling the intake side OCV 60 75 is moved to an arbitrary position in the casing 70. For example, when the intake valve 23 is opened and closed at a predetermined valve timing, the CPU 85 performs energization control of the electromagnetic solenoid 79 with a duty ratio DIPD larger than 50%, so that the spool 75 is shown in FIG. It moves forward against the biasing force of the spring 78 and reaches the “advance position”.

スプール７５が「進角位置」に達すると、タンクポート７１及び吐出ポート７３間がパセージ７７ｂにより連通され、オイルポンプ６２から吐出されたオイルが吐出通路５９及び第１の圧力通路５１を通って第１の圧力室５０に供給される。従って、第１の圧力室５０のオイル圧が上昇する。この際、吐出ポート７４及びリザーバポート７２ｂ間はパセージ７７ｃにより連通されるため、第２の圧力室５２内のオイルは、第２の圧力通路５３、ドレン通路５８ｂを通じてオイルパン１８に戻される。従って、第２の圧力室５２のオイル圧が低下する。   When the spool 75 reaches the “advance position”, the tank port 71 and the discharge port 73 are communicated with each other by the passage 77 b, and the oil discharged from the oil pump 62 passes through the discharge passage 59 and the first pressure passage 51. 1 pressure chamber 50 is supplied. Accordingly, the oil pressure in the first pressure chamber 50 increases. At this time, since the discharge port 74 and the reservoir port 72b communicate with each other by the passage 77c, the oil in the second pressure chamber 52 is returned to the oil pan 18 through the second pressure passage 53 and the drain passage 58b. Accordingly, the oil pressure in the second pressure chamber 52 decreases.

その結果、リングギヤ３３に対して第１の圧力室５０から加わるオイル圧が、第２の圧力室５２から加わるオイル圧よりも大きくなり、リングギヤ３３は第２の圧力室５２内のオイル圧に抗して吸気側カムシャフト１１の基端側ヘ移動しながら回転する。この際、インナキャップ３１には、同キャップ３１をプーリ３０に対して相対的に回転させる回転力が作用する。この回転力によって、プーリ３０に対する吸気側カムシャフト１１の回転位相が変更され、吸気側バルブ２３のバルブタイミングが現状よりも早められる（進角される）。   As a result, the oil pressure applied from the first pressure chamber 50 to the ring gear 33 becomes larger than the oil pressure applied from the second pressure chamber 52, and the ring gear 33 resists the oil pressure in the second pressure chamber 52. Then, it rotates while moving to the proximal end side of the intake camshaft 11. At this time, a rotational force that rotates the cap 31 relative to the pulley 30 acts on the inner cap 31. This rotational force changes the rotational phase of the intake camshaft 11 with respect to the pulley 30, and the valve timing of the intake valve 23 is advanced (advanced) from the current state.

このように、吸気側バルブ２３のバルブタイミングを進角させる場合に於いて、デューティ比ＤＩＰＤが１００％に近い値となる程、吐出ポート７３に於いてランド７６により閉塞される部分が減少する。これにより、吸気側ＶＶＴ機構１３の第１の圧力室５０に供給されるオイルの量が増加するため、バルブタイミングを進角させる速度が増加する。   As described above, when the valve timing of the intake side valve 23 is advanced, the portion of the discharge port 73 that is blocked by the land 76 decreases as the duty ratio DIPD approaches 100%. As a result, the amount of oil supplied to the first pressure chamber 50 of the intake-side VVT mechanism 13 increases, and the speed at which the valve timing is advanced increases.

これに対して、吸気側バルブ２３が所定のバルブタイミングをもって開閉している状態から、例えばＣＰＵ８５が５０％よりも小さいデューティ比ＤＩＰＤをもって電磁ソレノイド７９を通電制御することにより、図２に示すように、スプール７５はスプリング７８の付勢力により後方（図２の右方）へ移動し「遅角位置」に達する。スプール７５が「遅角位置」に達すると、タンクポート７１及び吐出ポート７４間がパセージ７７ｂにより連通され、オイルポンプ６２からのオイルが吐出通路５９及び第２の圧力通路５３を通って第２の圧力室５２に供給され、第２の圧力室５２のオイル圧が上昇する。この際、吐出ポート７３及びリザーバポート７２ａ間はパセージ７７ａにより連通されるため、第１の圧力室５０内のオイルは、第１の圧力通路５１、ドレン通路５８ａを通ってオイルパン１８に戻される。従って、第１の圧力室５０のオイル圧は低下する。   On the other hand, when the intake valve 23 is opened and closed at a predetermined valve timing, for example, the CPU 85 controls the energization of the electromagnetic solenoid 79 with a duty ratio DIPD smaller than 50%, as shown in FIG. The spool 75 is moved rearward (rightward in FIG. 2) by the biasing force of the spring 78 and reaches the “retard angle position”. When the spool 75 reaches the “retard position”, the tank port 71 and the discharge port 74 are communicated with each other by the passage 77 b, and the oil from the oil pump 62 passes through the discharge passage 59 and the second pressure passage 53 to the second pressure passage. Supplied to the pressure chamber 52, the oil pressure in the second pressure chamber 52 increases. At this time, since the discharge port 73 and the reservoir port 72a communicate with each other by the passage 77a, the oil in the first pressure chamber 50 is returned to the oil pan 18 through the first pressure passage 51 and the drain passage 58a. . Accordingly, the oil pressure in the first pressure chamber 50 decreases.

その結果、リングギヤ３３に対して第２の圧力室５２から加わるオイル圧が、第１の圧力室５０から加わるオイル圧よりも大きくなることにより、リングギヤ３３は第１の圧力室５０内のオイル圧に抗して吸気側カムシャフト１１の先端側（図２の左方）ヘ移動しながら回転する。この際、インナキャップ３１には、同キャップ３１をプーリ３０に対して相対的に回転させる回転力が作用する。この回転力によって、プーリ３０に対する吸気側カムシャフト１１の回転位相が変更され、吸気側バルブ２３のバルブタイミングが現状よりも遅らせられる（遅角される）。   As a result, the oil pressure applied from the second pressure chamber 52 to the ring gear 33 becomes larger than the oil pressure applied from the first pressure chamber 50, so that the ring gear 33 is configured to receive the oil pressure in the first pressure chamber 50. Against this, it rotates while moving to the tip side (left side in FIG. 2) of the intake side camshaft 11. At this time, a rotational force that rotates the cap 31 relative to the pulley 30 acts on the inner cap 31. This rotational force changes the rotational phase of the intake side camshaft 11 with respect to the pulley 30, and the valve timing of the intake side valve 23 is delayed (retarded) from the current state.

このように、吸気側バルブ２３のバルブタイミングを遅角させる場合に於いて、デューティ比ＤＩＰＤが０％に近い値となる程、吐出ポート７４においてランド７６により閉塞される部分が減少する。従って、吸気側ＶＶＴ機構１３の第２の圧力室５２に供給されるオイルの量が増加するため、吸気側バルブ２３のバルブタイミングを遅角する速度が増加
する。 As described above, when the valve timing of the intake side valve 23 is retarded, the portion of the discharge port 74 that is blocked by the land 76 decreases as the duty ratio DIPD becomes closer to 0%. Accordingly, since the amount of oil supplied to the second pressure chamber 52 of the intake side VVT mechanism 13 increases, the speed at which the valve timing of the intake side valve 23 is retarded increases.

以上のようにバルブタイミングを変更している状態から、ＣＰＵ８５が電磁ソレノイド７９を５０％のデューティ比ＤＩＰＤ（以下、このデューティ比を「保持デューティ比ＤＶＴＨ」と称する）をもって通電制御することにより、図４に示すように、スプール７５はスプリング７８の付勢力と電磁ソレノイド７９の電磁力とが釣り合う「保持位置」に達する。スプール７５が「保持位置」に達すると、各吐出ポート７３、７４は、各ランド７６によって閉塞される。従って、第１の圧力室５０、第２の圧力室５２に対するオイルの供給、及び第１の圧力室５０、第２の圧力室５２からのオイルの排出は行われない。このため、リングギヤ３３は、第１の圧力室５０及び第２の圧力室５２のオイル圧により保持された状態で停止する。その結果、吸気側バルブ２３のバルブタイミングは現状のタイミングに保持される。   When the valve timing is changed as described above, the CPU 85 controls the energization of the electromagnetic solenoid 79 with a 50% duty ratio DIPD (hereinafter, this duty ratio is referred to as “holding duty ratio DVTH”). As shown in FIG. 4, the spool 75 reaches a “holding position” where the urging force of the spring 78 and the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 79 are balanced. When the spool 75 reaches the “holding position”, the discharge ports 73 and 74 are closed by the lands 76. Accordingly, the supply of oil to the first pressure chamber 50 and the second pressure chamber 52 and the discharge of oil from the first pressure chamber 50 and the second pressure chamber 52 are not performed. For this reason, the ring gear 33 stops while being held by the oil pressure of the first pressure chamber 50 and the second pressure chamber 52. As a result, the valve timing of the intake side valve 23 is maintained at the current timing.

以上説明したように、電磁ソレノイド７９に対するデューティ比ＤＩＰＤを変化させて吸気側ＶＶＴ機構１３を作動させることにより、吸気側バルブ２３のバルブタイミングを連続的に変更するとともに、所望のバルブタイミングに保持することができる。   As described above, by changing the duty ratio DIPD for the electromagnetic solenoid 79 and operating the intake side VVT mechanism 13, the valve timing of the intake side valve 23 is continuously changed and held at a desired valve timing. be able to.

排気側ＶＶＴ機構１４に於いても同様に、排気側ＯＣＶ８０の電磁ソレノイド（図示略）に対するデューティ比ＤＩＰＤ＿ＥＸを変更して排気側ＶＶＴ機構１４を作動させることにより、排気側バルブ２４のバルブタイミングを連続的に変更するとともに、所望のバルブタイミングに保持することができる。   Similarly, in the exhaust side VVT mechanism 14, the valve timing of the exhaust side valve 24 is continuously changed by operating the exhaust side VVT mechanism 14 by changing the duty ratio DIPD_EX with respect to the electromagnetic solenoid (not shown) of the exhaust side OCV 80. And the desired valve timing can be maintained.

次に、先ず、通常のＶＶＴ機構の制御について、吸気側ＶＶＴ機構を例として図５、図６、図７に基づいて説明する。図５は、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御モードを判定する処理フローチャートである。図６は、制御モード判定処理により目標位置への追従モードである比例・微分制御（以下、ＰＤ制御と称する）モードと判定された場合の処理内容を示すフローチャートである。図７は、制御モード判定処理により目標位置との一致モードである保持モードと判定された場合の処理内容を示すフローチャートである。図５、図６、図７の処理はＥＣＵ１６内のＲＯＭ８６にプログラムとして記憶されており、所定タイミング毎に実行される。   Next, normal VVT mechanism control will be described with reference to FIGS. 5, 6, and 7, taking the intake side VVT mechanism as an example. FIG. 5 is a process flowchart for determining the control mode of the intake-side VVT mechanism 13. FIG. 6 is a flowchart showing the processing contents when it is determined by the control mode determination processing that the mode is the proportional / differential control (hereinafter referred to as PD control) mode that is the follow-up mode to the target position. FIG. 7 is a flowchart showing the processing contents when the control mode determination process determines that the holding mode is the matching mode with the target position. The processing in FIGS. 5, 6, and 7 is stored as a program in the ROM 86 in the ECU 16 and is executed at predetermined timings.

先ず、図５に示す制御モード判定処理について説明する。ステップステップＳ６０１に於いて吸気側ＶＶＴ機構１３の目標進角量ＩＰｔと吸気側ＶＶＴ機構１３の検出進角量ＩＰｄとの偏差ΔＩＰを演算する。次に、ステップステップＳ６０２に於いて目標進角量ＩＰｔがゼロであるかを判定する。その判定の結果、目標進角量ＩＰｔがゼロの場合、処理はステップステップＳ６０６に移行し、電磁ソレノイド７９の制御電流が最小となり、バルブオーバラップが最小の最遅角位置（排気側ＶＶＴ機構１４の場合は最進角位置）に制御するミニマム電流モードであると判定する。   First, the control mode determination process shown in FIG. 5 will be described. In step S601, a deviation ΔIP between the target advance angle amount IPt of the intake side VVT mechanism 13 and the detected advance angle amount IPd of the intake side VVT mechanism 13 is calculated. Next, in step S602, it is determined whether the target advance amount IPt is zero. As a result of the determination, when the target advance amount IPt is zero, the process proceeds to step S606, the control current of the electromagnetic solenoid 79 is minimized, and the most retarded position (exhaust side VVT mechanism 14) with the smallest valve overlap. In this case, it is determined that the current is in the minimum current mode controlled to the most advanced position.

ステップステップＳ６０２に於いて目標進角量ＩＰｔがゼロより大きいと判定した場合は、ステップＳ６０３に移行し、進角量偏差ΔＩＰが所定値の範囲内（−ＩＰｈ＜ΔＩＰ＜ＩＰｈ）であるか否かを判定する。この判定の結果、進角量偏差ΔＩＰが所定値の範囲内にあれば、目標進角量ＩＰｔと検出進角量ＩＰｄはほぼ一致しているためステップＳ６０５へ移行し、その状態を保持する保持モードであると判定する。   If it is determined in step S602 that the target advance amount IPt is greater than zero, the process proceeds to step S603, where the advance amount deviation ΔIP is within a predetermined range (−IPh <ΔIP <IPh). Determine whether. If the advance angle deviation ΔIP is within the predetermined value as a result of this determination, the target advance angle amount IPt and the detected advance angle amount IPd are substantially the same, and the process proceeds to step S605, where the state is maintained. It is determined that the mode.

ステップＳ６０３に於いて進角量偏差ΔＩＰが所定値の範囲内になければ、検出進角量ＩＰｄが目標進角量ＩＰｔに追従していないためステップＳ６０４へ移行し、追従させるべく制御を行うＰＤ制御モードであると判定する。このようにして制御モードの判定が完了すれば、図５の処理を終了する。尚、ステップＳ６０３に於ける判定の所定値（−ＩＰｈ）及び（ＩＰｈ）は、バルブタイミングが変動してもドライバビリティや排ガス等に影
響の無い、（−１［ｄｅｇＣＡ］）及び（１［ｄｅｇＣＡ］）程度の値に設定される。 If the advance amount deviation ΔIP is not within the predetermined value range in step S603, the detected advance angle amount IPd does not follow the target advance amount IPt, so the process proceeds to step S604, and the control is performed so as to follow the detected PD. It is determined that the control mode is set. When the determination of the control mode is completed in this way, the process of FIG. It should be noted that the predetermined values (−IPh) and (IPh) of the determination in step S603 have no influence on drivability and exhaust gas even if the valve timing fluctuates, (−1 [degCA]) and (1 [degCA] ]) About a value.

図５に示す制御モード判定処理により、ＰＤ制御モードであると判定された場合、目標進角量ＩＰｔに追従させるために、図６に示すＰＤ制御を行う。即ち、図６に於いて、先ず、ステップＳ７０１に於いて目標進角量ＩＰｔと検出進角量ＩＰｄの偏差ΔＩＰに比例ゲインＩＰｇａｉｎを乗算し、比例値ＩＶｐを算出する。ここで、比例ゲインＩＰｇａｉｎは、検出進角量ＩＰｄが目標進角量ＩＰｔに応答性良く追従するように設定される値であり、エンジンを運転している状態で実際に応答性を確認する等して設定され、ＥＣＵ１６内のＲＯＭ８６に記憶されている。   When it is determined by the control mode determination process shown in FIG. 5 that the PD control mode is set, the PD control shown in FIG. 6 is performed to follow the target advance amount IPt. That is, in FIG. 6, first, in step S701, the deviation ΔIP between the target advance amount IPt and the detected advance amount IPd is multiplied by the proportional gain IPgain to calculate the proportional value IVp. Here, the proportional gain IPgain is a value set so that the detected advance angle amount IPd follows the target advance angle amount IPt with good responsiveness, and the responsiveness is actually confirmed while the engine is operating. And is stored in the ROM 86 in the ECU 16.

次に、ステップＳ７０２に於いて、偏差ΔＩＰと偏差の前回値ΔＩＰ[i-1]との差に微
分ゲインＩＤｇａｉｎを乗算し、微分値ＩＶｄを演算する。ここで、偏差の前回値ΔＩＰ[i-1]とは、所定時間毎に実行される図５の処理の前回に演算された偏差ΔＩＰのことで
ある。微分ゲインも、比例ゲイン同様に設定されており、ＲＯＭ８６に記憶される。 Next, in step S702, the differential value IVd is calculated by multiplying the difference between the deviation ΔIP and the previous value ΔIP [i−1] of the deviation by the differential gain IDgain. Here, the previous value ΔIP [i−1] of the deviation is the deviation ΔIP calculated in the previous time of the process of FIG. 5 executed every predetermined time. The differential gain is set similarly to the proportional gain and is stored in the ROM 86.

次に、ステップＳ７０３に於いて、比例値ＩＶｐと微分値ＩＶｄを加算して比例微分値ＩＶｐｄとする。そして、ステップＳ７０４に於いて、比例微分値ＩＶｐｄより図１８に示す値が予めＲＯＭ８６内に設定されているテーブルを補間参照し、制御電流偏差ＩＤＡｐｄ[ｍＡ]を算出する。図１８に示すテーブル値は、電磁ソレノイド７９の特性値が設定されており、図１９に示す流量特性を有するスプールタイプのソレノイド弁をエンジンに取り付けた状態で各電流値でのクランク角速度を計測することで得られる特性である。   Next, in step S703, the proportional value IVp and the differential value IVd are added to obtain a proportional differential value IVpd. In step S704, a control current deviation IDApd [mA] is calculated by interpolating a table in which the values shown in FIG. 18 are preset in the ROM 86 from the proportional differential value IVpd. The table value shown in FIG. 18 is set with the characteristic value of the electromagnetic solenoid 79, and the crank angular velocity at each current value is measured with the spool type solenoid valve having the flow characteristic shown in FIG. 19 attached to the engine. It is a characteristic obtained by this.

次に、ステップＳ７０５に於いて、保持モード制御時の目標進角量ＩＰｔと検出進角量ＩＰｄとが一致している状態での電流値を学習した保持電流学習値ＩＡｌｒｎと制御電流偏差ＩＤＡｐｄを加算して最終的な制御電流値ＩＡｐｄとする。目標進角量ＩＰｔと検出進角量ＩＰｄとが一致している状態での電流値は、部品のばらつき等によって変化するため、保持電流学習値として学習することで、ばらつきによる制御応答性への影響をなくするようにしており、図１８に示すデータは、目標進角量ＩＰｔと検出進角量ＩＰｄとが一致する位置をゼロとして設定されている。そして、ステップＳ７０６に於いて制御電流値ＩＡｐｄをデューティ値に変換して電磁ソレノイド７９へ出力する。   Next, in step S705, the holding current learning value IAlrn and the control current deviation IDAppd obtained by learning the current value in the state where the target advance angle amount IPt and the detected advance angle amount IPd in the holding mode control coincide with each other are obtained. These are added to obtain the final control current value IApd. Since the current value in a state where the target advance amount IPt and the detected advance amount IPd coincide with each other varies due to component variations or the like, learning as a holding current learning value can improve the control responsiveness due to variation. In the data shown in FIG. 18, the position where the target advance angle amount IPt and the detected advance angle amount IPd coincide is set to zero. In step S706, the control current value IApd is converted into a duty value and output to the electromagnetic solenoid 79.

図５に示す制御モード判定処理により保持モードと判定された場合には、制御電流値を微小変化させるための積分制御を行うことで、より精度良く検出進角量を目標進角量に追従させる制御を行なう。即ち、図５に示す制御モード判定処理により保持モードであると判定された場合は、図７に示す保持モード時の制御内容を実行する。   When the hold mode is determined by the control mode determination process shown in FIG. 5, the detected advance angle amount is made to follow the target advance angle amount more accurately by performing integral control for minutely changing the control current value. Take control. That is, when it is determined that the holding mode is set by the control mode determining process shown in FIG. 5, the control contents in the holding mode shown in FIG. 7 are executed.

図７に於いて、先ず、ステップＳ８０１では、目標進角量ＩＰｔと検出進角量ＩＰｄとの偏差ΔＩＰに積分ゲインＩＩｇａｉｎを乗算し、これを積分値の前回値ＩＤＡｉ[i-1]
に加算し、積分値ＩＤＡｉを求める。ここで、積分ゲインＩＩｇａｉｎは、比例ゲイン、微分ゲインと同様予め設定された値である。又、積分値の前回値ＩＤＡｉ[i-1]は、所定
タイミング毎に実行される図７の処理の前回に演算された積分値である。次に、ステップＳ８０２に於いて、保持電流学習値ＩＡｌｒｎに積分値ＩＤＡｉを加算して、制御電流値ＩＡｉを算出し、その制御電流値ＩＡｉをステップＳ８０３にて吸気側ＯＣＶ６０の電磁ソレノイド７９に出力する。 In FIG. 7, first, in step S801, the deviation ΔIP between the target advance amount IPt and the detected advance amount IPd is multiplied by an integral gain IIgain, and this is multiplied by the previous value IDAi [i−1] of the integral value.
To obtain an integral value IDAi. Here, the integral gain IIgain is a preset value as with the proportional gain and the differential gain. Further, the previous value IDAi [i−1] of the integral value is an integral value calculated the last time of the process of FIG. 7 executed at every predetermined timing. Next, in step S802, the integration value IDAi is added to the holding current learning value IArrn to calculate the control current value IAi, and the control current value IAi is output to the electromagnetic solenoid 79 of the intake side OCV 60 in step S803. To do.

図５に示す制御モード判定処理によりミニマム電流モードであると判定された場合には、バルブタイミングがバルブオーバラップ最小位置となるように、電磁ソレノイド７９への制御電流値が最小での制御を行う。ここで、最小電流は無通電状態（０［ｍＡ］）でも良いが、バルブタイミングが進角方向に動作しない電流値での１００［ｍＡ］程度にしておくと、ミニマム電流モードからＶＶＴ機構を動作させるＰＤモードに移行した場合のレ
スポンスが良好となる。 If the minimum current mode is determined by the control mode determination process shown in FIG. 5, control is performed with the minimum control current value to the electromagnetic solenoid 79 so that the valve timing becomes the valve overlap minimum position. . Here, the minimum current may be in a non-energized state (0 [mA]), but if the valve timing is set to about 100 [mA] at a current value that does not operate in the advance direction, the VVT mechanism is operated from the minimum current mode. The response when shifting to the PD mode is improved.

以上のように、図５で判定した制御モードにより制御方法を変更してバルブの出力電流値をコントロールすることにより制御精度が向上する。   As described above, the control accuracy is improved by controlling the output current value of the valve by changing the control method according to the control mode determined in FIG.

通常時の排気側ＶＶＴ機構１４の制御については図示していないが、その制御フローは前述の吸気側ＶＶＴ機構１３の制御の場合と同様であり、図５に対応する制御フローにより排気側ＶＶＴ機構１４の目標進角量と検出進角量とに基づいて制御モードを判定し、その判定結果に基づいて、図６に対応する制御フローによるＰＤモード、図７に対応する制御フローによる保持モード、或いはミニマム電流モードに制御を行う。   Although the control of the exhaust side VVT mechanism 14 at the normal time is not shown, the control flow is the same as that of the control of the intake side VVT mechanism 13, and the exhaust side VVT mechanism 14 is controlled by the control flow corresponding to FIG. 14 determines the control mode based on the target advance angle amount and the detected advance angle amount, and based on the determination result, the PD mode by the control flow corresponding to FIG. 6, the holding mode by the control flow corresponding to FIG. Alternatively, control is performed in the minimum current mode.

ここで、吸気側ＶＶＴ機構１３と排気側ＶＶＴ機構１４とを同時に作動させた場合には、吸気側ＶＶＴ機構１３のみ、若しくは排気側ＶＶＴ機構１４のみの作動に対し、必要オイル量が減少するためオイル圧低下が大きくなり、制御応答性が低下する場合がある。   Here, when the intake-side VVT mechanism 13 and the exhaust-side VVT mechanism 14 are operated simultaneously, the required oil amount decreases with respect to the operation of only the intake-side VVT mechanism 13 or only the exhaust-side VVT mechanism 14. The oil pressure drop is increased, and the control response may be reduced.

一般的に、吸気側バルブ２３のバルブタイミングは、エンジン１０の出力トルクを向上させる点、燃費を向上させる点に於いてその寄与度が大きく、一方、排気側バルブ２４のバルブタイミングは、エミッション悪化を抑制する点に於いてその寄与度が大きいことが知られている。   In general, the valve timing of the intake side valve 23 greatly contributes in terms of improving the output torque of the engine 10 and improving the fuel efficiency, while the valve timing of the exhaust side valve 24 is deteriorated in emission. It is known that the contribution degree is large in the point which suppresses.

そこでこの発明の実施の形態１に係る内燃機関のバルブ特性制御装置は、排気側ＶＶＴ機構１４の制御量を吸気側ＶＶＴ機構１３の制御量よりも小さくして、吸気側ＶＶＴ機構１３と排気側ＶＶＴ機構１４とを同時に作動させた場合の吸気側ＶＶＴ機構１３の制御応答性低下を抑制するようにしたものである。   Therefore, in the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention, the control amount of the exhaust side VVT mechanism 14 is made smaller than the control amount of the intake side VVT mechanism 13, and the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side A decrease in control responsiveness of the intake side VVT mechanism 13 when the VVT mechanism 14 is operated simultaneously is suppressed.

この発明の実施の形態１による内燃機関のバルブ特性制御装置に於いて、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御は、前述の吸気側ＶＶＴ機構１３に於ける図５乃至図７により説明した制御と同一であるが、排気側ＶＶＴ機構１４の制御は以下の通りとなる。尚、この排気側ＶＶＴ機構１４の制御のフローについては、前述の吸気側ＶＶＴ機構１３の制御の場合に於ける図５、図６、図７に示すフローチャートと実質的には同様であり、以下の説明では、そのうちのＰＤモード時と判定した場合の制御を、排気側ＶＶＴ機構１４の制御であることを示す「＿ｅｘ」を付加して具体的に説明する。   In the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention, the control of the intake side VVT mechanism 13 is the same as the control described with reference to FIGS. 5 to 7 in the intake side VVT mechanism 13 described above. However, the control of the exhaust side VVT mechanism 14 is as follows. The control flow of the exhaust side VVT mechanism 14 is substantially the same as the flowchart shown in FIGS. 5, 6, and 7 in the case of the control of the intake side VVT mechanism 13 described above. In the description, the control when it is determined that the PD mode is in effect will be specifically described by adding “_ex” indicating that it is the control of the exhaust-side VVT mechanism 14.

図８は、この発明の実施の形態１による内燃機関のバルブ特性制御装置に於ける排気側ＶＶＴ機構の進角制御の場合の具体的制御内容を示すフローチャートである。図８に於いて、ステップＳ９０１により目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘと検出進角量ＩＰｄ＿ｅｘとの偏差ΔＩＰ＿ｅｘに比例ゲインＩＰｇａｉｎ＿ｅｘを乗算して比例値ＩＶｐ＿ｅｘを算出する。ここで、比例ゲインＩＰｇａｉｎ＿ｅｘは、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御を示す図６のフローチャートのステップＳ７０１で用いられるゲインＩＰｇａｉｎよりも小さな値がＥＣＵ１６内のＲＯＭ８６に記憶されている。   FIG. 8 is a flowchart showing specific control contents in the case of the advance angle control of the exhaust-side VVT mechanism in the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention. In FIG. 8, the proportional value IVp_ex is calculated by multiplying the deviation ΔIP_ex between the target advance amount IPt_ex and the detected advance amount IPd_ex by the proportional gain IPgain_ex in step S901. Here, the proportional gain IPgain_ex is stored in the ROM 86 in the ECU 16 with a value smaller than the gain IPgain used in step S701 of the flowchart of FIG. 6 showing the control of the intake side VVT mechanism 13.

次に、ステップＳ９０２に於いて、偏差ΔＩＰ＿ｅｘと偏差の前回値ΔＩＰ＿ｅｘ[i-1]との差に微分ゲインＩＤｇａｉｎ＿ｅｘを乗算して微分値ＩＶｄ＿ｅｘを演算する。こ
の微分ゲインＩＤｇａｉｎ＿ｅｘも、ステップＳ９０１に於ける比例ゲイン同様に、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御を示す図６のフローチャートのステップＳ７０２で用いられるゲインＩＤｇａｉｎよりも小さな値としてＲＯＭ８６に記憶されている。 Next, in step S902, the differential value IVd_ex is calculated by multiplying the difference between the deviation ΔIP_ex and the previous value ΔIP_ex [i−1] of the deviation by the differential gain IDgain_ex. This differential gain IDgain_ex is also stored in the ROM 86 as a value smaller than the gain IDgain used in step S702 of the flowchart of FIG. 6 showing the control of the intake side VVT mechanism 13, as with the proportional gain in step S901.

次に、ステップＳ９０３に於いて、比例値ＩＶｐ＿ｅｘと微分値ＩＶｄ＿ｅｘを加算して比例微分値ＩＶｐｄ＿ｅｘとする。そして、ステップＳ９０４に於いて、比例微分値ＩＶｐｄ＿ｅｘより図１８に示す値が予めＲＯＭ８６内に設定されているテーブルを補間参
照し、制御電流偏差ＩＤＡｐｄ＿ｅｘ[ｍＡ]を算出する。前述したように図１８に示すテーブル値は、電磁ソレノイド７９の特性値が設定されており、図１９に示す流量特性を有するスプールタイプのソレノイド弁をエンジンに取り付けた状態で各電流値でのクランク角速度を計測することで得られる特性である。 Next, in step S903, the proportional value IVp_ex and the differential value IVd_ex are added to obtain a proportional differential value IVpd_ex. In step S904, the control current deviation IDApd_ex [mA] is calculated by interpolating a table in which the values shown in FIG. 18 are set in advance in the ROM 86 from the proportional differential value IVpd_ex. As described above, the table value shown in FIG. 18 is set with the characteristic value of the electromagnetic solenoid 79, and the crank value at each current value with the spool type solenoid valve having the flow rate characteristic shown in FIG. 19 attached to the engine. This is a characteristic obtained by measuring the angular velocity.

次に、ステップＳ９０５に於いて、保持モード制御時の目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘと検出進角量ＩＰｄ＿ｅｘとが一致している状態での電流値を学習した保持電流学習値ＩＡｌｒｎ＿ｅｘと制御電流偏差ＩＤＡｐｄ＿ｅｘを加算して最終的な制御電流値ＩＡｐｄ＿ｅｘとする。目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘと検出進角量ＩＰｄ＿ｅｘとが一致している状態での電流値は、部品のばらつき等によって変化するため、保持電流学習値として学習することで、ばらつきによる制御応答性への影響をなくするようにしており、図１８に示すデータは、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘと検出進角量ＩＰｄ＿ｅｘとが一致する位置をゼロとして設定されている。そして、ステップＳ９０６に於いて制御電流値ＩＡｐｄ＿ｅｘをデューティ値に変換して排気側ＯＣＶ８０の電磁ソレノイドへ出力する。   Next, in step S905, the holding current learning value IAlrn_ex and the control current deviation IDAdd_ex obtained by learning the current value in a state where the target advance angle amount IPt_ex and the detected advance angle amount IPd_ex at the time of holding mode control coincide with each other. These are added to obtain the final control current value IApd_ex. Since the current value in a state where the target advance amount IPt_ex and the detected advance amount IPd_ex coincide with each other varies due to component variations or the like, learning as a holding current learning value can improve control responsiveness due to variation. In the data shown in FIG. 18, the position where the target advance amount IPt_ex and the detected advance amount IPd_ex coincide with each other is set to zero. In step S906, the control current value IApd_ex is converted into a duty value and output to the electromagnetic solenoid of the exhaust side OCV 80.

前述の図５に対応する制御モード判定処理により保持モードと判定された場合には、前述の図７に示す吸気側ＶＶＴ機構１３の保持モードの制御の場合と同様に、制御電流値を微小変化させるための積分制御を行うことで、より精度良く検出進角量を目標進角量に追従させる制御を行なう。   When the holding mode is determined by the control mode determination processing corresponding to FIG. 5 described above, the control current value is slightly changed as in the holding mode control of the intake side VVT mechanism 13 shown in FIG. By performing the integral control for causing the detection, the detected advance angle amount is more accurately controlled to follow the target advance angle amount.

以上のように、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインに対して小さく設定することにより、吸気ＶＶＴ機構１３と排気側ＶＶＴ機構１４の同時動作時に、吸気側ＶＶＴ機構１３の応答性を大きく損なうことなく制御することが可能となる。これにより、商品性を大きく左右するエンジン１０の出力低下を抑制することが可能となる。   As described above, by setting the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 to be smaller than the control gain of the intake side VVT mechanism 13, the intake side VVT mechanism 14 can be operated simultaneously with the intake VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14. It is possible to control the responsiveness of 13 without significantly impairing. Thereby, it becomes possible to suppress the output fall of the engine 10 which influences merchantability largely.

尚、前述では排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインに対して小さな値とする場合について述べたが、排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する電磁ソレノイドの制御電流の制御値を、吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する電磁ソレノイドの制御電流の制御値よりも小さく設定するようにしてもよい。即ち、具体的には、排気側ＶＶＴ機構１４の制御電流偏差ＩＤＡｐｄ＿ｅｘ[ｍＡ]を算出するためのテーブル値を、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御電流偏差ＩＤＡｐｄ[ｍＡ]を算出するためのテーブル値より小さな値としても良い。   In the above description, the case where the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 is made smaller than the control gain of the intake side VVT mechanism 13 has been described. However, the electromagnetic solenoid that controls the amount of fluid supplied to the exhaust side valve operating mechanism is described. The control value of the control current may be set smaller than the control value of the control current of the electromagnetic solenoid that controls the amount of fluid supplied to the intake side valve operating mechanism. Specifically, the table value for calculating the control current deviation IDApp_ex [mA] of the exhaust side VVT mechanism 14 is more specifically calculated from the table value for calculating the control current deviation IDAdd [mA] of the intake side VVT mechanism 13. A small value is also acceptable.

実施の形態２．
次に、この発明の実施の形態２による内燃機関のバルブ特性制御装置について説明する。実施の形態２による内燃機関のバルブ特性制御装置は、吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４の両方へ供給される流体量が所定値より少ない領域に於いて、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインより小さくするようにしたものである。ここで判断の基準となる流体供給量の所定値は、例えば、ＶＶＴ機構の制御応答性が許容値以下に低下するに至る供給量とする。その他については実施の形態1の
場合と同様である。 Embodiment 2. FIG.
Next, a valve characteristic control device for an internal combustion engine according to Embodiment 2 of the present invention will be described. The valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the second embodiment controls the exhaust side VVT mechanism 14 in a region where the amount of fluid supplied to both the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 is less than a predetermined value. The gain is made smaller than the control gain of the intake side VVT mechanism 13. Here, the predetermined value of the fluid supply amount serving as a reference for determination is, for example, a supply amount at which the control responsiveness of the VVT mechanism falls below an allowable value. Others are the same as in the first embodiment.

図９は、この発明の実施の形態２による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を示すフローチャートである。図９に於いて、ステップＳ１００１では、先ず、吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４へ供給される流体量（オイル量）が少ない領域かどうか判断する。その判断の結果、供給される流体量が少ない領域であると判断された場合は、ステップＳ９０１へ進み、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘと検出進角量ＩＰｄ＿ｅｘの偏差ΔＩＰ＿ｅｘに比例ゲインＩＰｇａｉｎ＿ｅｘを乗算して比例値ＩＶｐ＿ｅｘを算出する。ここで、比例ゲインＩＰｇａｉｎ＿ｅｘは、前述の図８に示すステップＳ９０１で用いられる
ゲインＩＰｇａｉｎ＿ｅｘと同様であり、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御を示す図６のフローチャートのステップＳ７０１で用いられるゲインＩＰｇａｉｎよりも小さな値がＥＣＵ１６内のＲＯＭ８６に記憶されている。 FIG. 9 is a flowchart showing the operation of the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the second embodiment of the present invention. In FIG. 9, in step S1001, it is first determined whether or not the amount of fluid (oil amount) supplied to the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 is small. As a result of the determination, if it is determined that the region is a region where the amount of fluid to be supplied is small, the process proceeds to step S901, where the deviation ΔIP_ex between the target advance amount IPt_ex and the detected advance amount IPd_ex is multiplied by the proportional gain IPgain_ex. The value IVp_ex is calculated. Here, the proportional gain IPgain_ex is the same as the gain IPgain_ex used in step S901 shown in FIG. 8, and is smaller than the gain IPgain used in step S701 of the flowchart of FIG. 6 showing the control of the intake side VVT mechanism 13. The value is stored in the ROM 86 in the ECU 16.

次に、ステップＳ９０２に於いて偏差ΔＩＰ＿ｅｘと偏差の前回値ΔＩＰ＿ｅｘ[i-1]
との差に、微分ゲインＩＤｇａｉｎ＿ｅｘを乗算して微分値ＩＶｄ＿ｅｘを演算する。この微分ゲインＩＤｇａｉｎ＿ｅｘも、前述の図８のステップＳ９０２で用いられる微分ゲインＩＤｇａｉｎ＿ｅｘと同様であり、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御を示す図６のフローチャートのステップＳ７０２で用いられるゲインＩＰｇａｉｎよりも小さな値がＥＣＵ１６内のＲＯＭ８６に記憶されている。 Next, in step S902, the deviation ΔIP_ex and the previous value ΔIP_ex [i−1] of the deviation are obtained.
Is multiplied by a differential gain IDgain_ex to calculate a differential value IVd_ex. This differential gain IDgain_ex is also the same as the differential gain IDgain_ex used in step S902 of FIG. 8 described above, and has a smaller value than the gain IPgain used in step S702 of the flowchart of FIG. 6 showing the control of the intake side VVT mechanism 13. It is stored in the ROM 86 in the ECU 16.

次に、ステップＳ９０３に於いて、比例値ＩＶｐ＿ｅｘと微分値ＩＶｄ＿ｅｘを加算して比例微分値ＩＶｐｄ＿ｅｘとする。そして、ステップＳ９０４に於いて、比例微分値ＩＶｐｄ＿ｅｘより図１８に示す値が予めＲＯＭ８６内に設定されているテーブルを補間参照し、制御電流偏差ＩＤＡｐｄ＿ｅｘ[ｍＡ]を算出する。前述したように図１８に示すテーブル値は、電磁ソレノイド７９の特性値が設定されており、図１９に示す流量特性を有するスプールタイプのソレノイド弁をエンジンに取り付けた状態で各電流値でのクランク角速度を計測することで得られる特性である。   Next, in step S903, the proportional value IVp_ex and the differential value IVd_ex are added to obtain a proportional differential value IVpd_ex. In step S904, the control current deviation IDApd_ex [mA] is calculated by interpolating a table in which the values shown in FIG. 18 are set in advance in the ROM 86 from the proportional differential value IVpd_ex. As described above, the table value shown in FIG. 18 is set with the characteristic value of the electromagnetic solenoid 79, and the crank value at each current value with the spool type solenoid valve having the flow rate characteristic shown in FIG. 19 attached to the engine. This is a characteristic obtained by measuring the angular velocity.

次に、ステップＳ９０５に於いて、保持モード制御時の目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘと検出進角量ＩＰｄ＿ｅｘとが一致している状態での電流値を学習した保持電流学習値ＩＡｌｒｎ＿ｅｘと制御電流偏差ＩＤＡｐｄ＿ｅｘを加算して最終的な制御電流値ＩＡｐｄ＿ｅｘとする。目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘと検出進角量ＩＰｄ＿ｅｘとが一致している状態での電流値は、部品のばらつき等によって変化するため、保持電流学習値として学習することで、ばらつきによる制御応答性への影響をなくするようにしており、図１８に示すデータは、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘと検出進角量ＩＰｄ＿ｅｘとが一致する位置をゼロとして設定されている。そして、ステップＳ９０６に於いて制御電流値ＩＡｐｄ＿ｅｘをデューティ値に変換して排気側ＯＣＶ８０の電磁ソレノイドへ出力する。   Next, in step S905, the holding current learning value IAlrn_ex and the control current deviation IDAdd_ex obtained by learning the current value in a state where the target advance angle amount IPt_ex and the detected advance angle amount IPd_ex at the time of holding mode control coincide with each other. These are added to obtain the final control current value IApd_ex. Since the current value in a state where the target advance amount IPt_ex and the detected advance amount IPd_ex coincide with each other varies due to component variations or the like, learning as a holding current learning value can improve control responsiveness due to variation. In the data shown in FIG. 18, the position where the target advance amount IPt_ex and the detected advance amount IPd_ex coincide with each other is set to zero. In step S906, the control current value IApd_ex is converted into a duty value and output to the electromagnetic solenoid of the exhaust side OCV 80.

以上のように、吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４へ供給される流体量が少ない領域の場合は、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインより小さく設定することにより、吸気側ＶＶＴ機構１３と排気側ＶＶＴ機構１４の同時動作時に、吸気側ＶＶＴ機構１３の応答性を大きく損なうことなく制御することが可能となる。   As described above, when the amount of fluid supplied to the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 is small, the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 is set smaller than the control gain of the intake side VVT mechanism 13. As a result, when the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 are simultaneously operated, it becomes possible to control the responsiveness of the intake side VVT mechanism 13 without significantly impairing.

一方、ステップＳ１００１に於ける判断の結果、吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４へ供給される流体量（オイル量）が少ない領域ではないと判断された場合は、ステップＳ１００２に進む。ステップＳ１００２では、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘと検出進角量ＩＰｄ＿ｅｘの偏差ΔＩＰ＿ｅｘに比例ゲインＩＰｇａｉｎ＿ｅｘ１を乗算して比例値ＩＶｐ＿ｅｘを算出する。ここで、比例ゲインＩＰｇａｉｎ＿ｅｘ１は、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御を示す図６のフローチャートのステップＳ７０１で用いられるゲインＩＰｇａｉｎと同一であり、ステップＳ９０１で用いられるゲインＩＰｇａｉｎ＿ｅｘよりも大きな値がＥＣＵ１６内のＲＯＭ８６に記憶されている。   On the other hand, if it is determined in step S1001 that the amount of fluid (oil amount) supplied to the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 is not a small region, the process proceeds to step S1002. In step S1002, the proportional value IVp_ex is calculated by multiplying the deviation ΔIP_ex between the target advance amount IPt_ex and the detected advance amount IPd_ex by the proportional gain IPgain_ex1. Here, the proportional gain IPgain_ex1 is the same as the gain IPgain used in step S701 in the flowchart of FIG. 6 showing the control of the intake side VVT mechanism 13, and has a value larger than the gain IPgain_ex used in step S901 in the ROM 86 in the ECU 16. Is remembered.

次に、ステップＳ１００３に於いて偏差ΔＩＰ＿ｅｘと偏差の前回値ΔＩＰ＿ｅｘ[i-1]との差に、微分ゲインＩＤｇａｉｎ＿ｅｘ１を乗算して微分値ＩＶｄ＿ｅｘを演算する
。この微分ゲインＩＤｇａｉｎ＿ｅｘ１も、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御を示す図６のフローチャートのステップＳ７０２で用いられる微分ゲインＩＤｇａｉｎと同一であり、ステップＳ９０２で用いられるゲインＩＰｇａｉｎ＿ｅｘよりも大きな値がＥＣＵ１６内のＲＯＭ８６に記憶されている。 Next, in step S1003, the differential value IVd_ex is calculated by multiplying the difference between the deviation ΔIP_ex and the previous value ΔIP_ex [i−1] of the deviation by the differential gain IDgain_ex1. This differential gain IDgain_ex1 is also the same as the differential gain IDgain used in step S702 of the flowchart of FIG. It is remembered.

次に、ステップＳ１００４に於いて、比例値ＩＶｐ＿ｅｘと微分値ＩＶｄ＿ｅｘを加算して比例微分値ＩＶｐｄ＿ｅｘとし、ステップＳ９０４に進む。ステップＳ９０４乃至ステップＳ９０６は、前述の通りである。   In step S1004, the proportional value IVp_ex and the differential value IVd_ex are added to obtain a proportional differential value IVpd_ex, and the process proceeds to step S904. Steps S904 to S906 are as described above.

以上述べたように、この発明の実施の形態２による内燃機関のバルブ特性制御装置によれば、吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４の両方へ供給される流体量が少ない領域に於いて、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインよりも小さくするようにしたので、吸気ＶＶＴ機構１３と排気側ＶＶＴ機構１４の同時動作時に、吸気側ＶＶＴ機構１３の応答性を大きく損なうことなく制御することが可能となる。これにより、商品性を大きく左右するエンジン１０の出力低下を抑制することが可能となる。   As described above, according to the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the second embodiment of the present invention, in the region where the amount of fluid supplied to both the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 is small. Since the control gain of the exhaust-side VVT mechanism 14 is made smaller than the control gain of the intake-side VVT mechanism 13, the response of the intake-side VVT mechanism 13 during simultaneous operation of the intake VVT mechanism 13 and the exhaust-side VVT mechanism 14 is achieved. It becomes possible to control without greatly damaging the. Thereby, it becomes possible to suppress the output fall of the engine 10 which influences merchantability largely.

又、吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４へ供給される流体量が多い領域では、排気側ＶＶＴ機構の制御ゲインは吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインと同様であるので、排気側ＶＶＴ機構１４の応答性を低下させることがなく、吸気側ＶＶＴ機構１３と同様の応答性を備えることが可能となる。   Further, in the region where the amount of fluid supplied to the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 is large, the control gain of the exhaust side VVT mechanism 13 is the same as the control gain of the intake side VVT mechanism 13, and therefore the exhaust side VVT mechanism. 14 can be provided with the same responsiveness as the intake-side VVT mechanism 13.

尚、前述では排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインに対して小さな値とする場合について述べたが、排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する電磁ソレノイドの制御電流の制御値を、吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する電磁ソレノイドの制御電流の制御値よりも小さく設定するようにしてもよい。即ち、具体的には、排気側ＶＶＴ機構１４の制御電流偏差ＩＤＡｐｄ＿ｅｘ[ｍＡ]を算出するためのテーブル値を、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御電流偏差ＩＤＡｐｄ[ｍＡ]を算出するためのテーブル値より小さな値としても良い。   In the above description, the case where the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 is made smaller than the control gain of the intake side VVT mechanism 13 has been described. However, the electromagnetic solenoid that controls the amount of fluid supplied to the exhaust side valve operating mechanism is described. The control value of the control current may be set smaller than the control value of the control current of the electromagnetic solenoid that controls the amount of fluid supplied to the intake side valve operating mechanism. Specifically, the table value for calculating the control current deviation IDApp_ex [mA] of the exhaust side VVT mechanism 14 is more specifically calculated from the table value for calculating the control current deviation IDAdd [mA] of the intake side VVT mechanism 13. A small value is also acceptable.

実施の形態３．
実施の形態２による内燃機関のバルブ特性制御装置では、吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４へ供給される流体量が少ない領域に於いて、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを小さくして制御したが、実施の形態３による内燃機関のバルブ特性制御装置は、エンジン１０の回転数が所定値より低い領域に於いて、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインよりも小さくして制御するようにしたものである。その他については実施の形態２の場合と同様である。 Embodiment 3 FIG.
In the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the second embodiment, the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 is reduced in a region where the amount of fluid supplied to the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 is small. Although the control is performed, the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the third embodiment uses the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 as the control gain of the intake side VVT mechanism 13 in the region where the rotational speed of the engine 10 is lower than a predetermined value. It is made smaller and controlled. Others are the same as in the second embodiment.

図１０は、この発明の実施の形態３による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を示すフローチャートである。図１０に於いて、ステップＳ１１０１ではエンジン１０の回転数が所定値より低い領域であるか否かを判断する。ここで判断の基準となるエンジン回転数の所定値は、例えば、吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４へのオイル供給量がこれらのＶＶＴ機構の制御応答性が許容値以下に低下するに至る供給量となる近傍の回転数とする。   FIG. 10 is a flowchart showing the operation of the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the third embodiment of the present invention. In FIG. 10, in step S1101, it is determined whether or not the rotational speed of the engine 10 is in a region lower than a predetermined value. Here, the predetermined value of the engine speed, which is a criterion for judgment, is, for example, that the amount of oil supplied to the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 decreases below the allowable value of the control response of these VVT mechanisms. It is set as the rotation speed of the vicinity used as the supply amount to reach.

ステップＳ１１０１での判断の結果、エンジン１０の回転数が、前述のようにＶＶＴ機構へ供給される流体量が許容値より少なくなると考えられる所定値より低いと判断すれば、ステップＳ９０１へ進む。ステップＳ９０１乃至ステップＳ９０６での処理は、前述の実施の形態２に於ける図９のステップＳ９０１乃至Ｓ９０６と同様である。   As a result of the determination in step S1101, if it is determined that the rotational speed of the engine 10 is lower than a predetermined value that the fluid amount supplied to the VVT mechanism is considered to be less than the allowable value as described above, the process proceeds to step S901. The processing in steps S901 to S906 is the same as steps S901 to S906 in FIG. 9 in the second embodiment.

以上のように、エンジン１０の回転数が所定値より低い領域である場合は、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインより小さく設定することにより、吸気側ＶＶＴ機構１３と排気側ＶＶＴ機構１４の同時動作時にでも、吸気側ＶＶＴ機構１３の応答性を大きく損なうことなく制御することが可能となる。   As described above, when the rotational speed of the engine 10 is in a region lower than the predetermined value, the intake side VVT mechanism 13 is set by setting the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 to be smaller than the control gain of the intake side VVT mechanism 13. Even during the simultaneous operation of the exhaust side VVT mechanism 14, it is possible to perform control without significantly impairing the responsiveness of the intake side VVT mechanism 13.

一方、ステップＳ１１０１に於ける判断の結果、エンジン１０の回転数が所定値以上であると判断された場合は、ステップＳ１００２に進む。ステップＳ１００２乃至ステップＳ１００４での処理は、前述の実施の形態２に於ける図９のステップＳ９０１乃至ステップＳ９０６と同様である。   On the other hand, as a result of the determination in step S1101, if it is determined that the rotational speed of the engine 10 is equal to or greater than a predetermined value, the process proceeds to step S1002. The processing in steps S1002 to S1004 is the same as that in steps S901 to S906 of FIG. 9 in the second embodiment.

以上述べたように、この発明の実施の形態３による内燃機関のバルブ特性制御装置によれば、エンジン１０の回転数が、ＶＶＴ機構へ供給される流体量が許容値より少なくなると考えられる所定値より小さい領域に於いて、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインよりも小さくするようにしたので、吸気ＶＶＴ機構１３と排気側ＶＶＴ機構１４が同時に動作しても、吸気側ＶＶＴ機構１３の応答性を大きく損なうことなく制御することが可能となる。これにより、商品性を大きく左右するエンジン１０の出力低下を抑制することが可能となる。   As described above, according to the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the third embodiment of the present invention, the rotational speed of engine 10 is a predetermined value that is considered that the amount of fluid supplied to the VVT mechanism is less than the allowable value. Since the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 is made smaller than the control gain of the intake side VVT mechanism 13 in a smaller region, even if the intake VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 operate simultaneously, It becomes possible to control the responsiveness of the intake side VVT mechanism 13 without significantly impairing it. Thereby, it becomes possible to suppress the output fall of the engine 10 which influences merchantability largely.

尚、前述では排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインに対して小さな値とする場合について述べたが、排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する電磁ソレノイドの制御電流の制御値を、吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する電磁ソレノイドの制御電流の制御値よりも小さく設定するようにしてもよい。即ち、具体的には、排気側ＶＶＴ機構１４の制御電流偏差ＩＤＡｐｄ＿ｅｘ[ｍＡ]を算出するためのテーブル値を、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御電流偏差ＩＤＡｐｄ[ｍＡ]を算出するためのテーブル値より小さな値としても良い。   In the above description, the case where the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 is made smaller than the control gain of the intake side VVT mechanism 13 has been described. However, the electromagnetic solenoid that controls the amount of fluid supplied to the exhaust side valve operating mechanism is described. The control value of the control current may be set smaller than the control value of the control current of the electromagnetic solenoid that controls the amount of fluid supplied to the intake side valve operating mechanism. Specifically, the table value for calculating the control current deviation IDApp_ex [mA] of the exhaust side VVT mechanism 14 is more specifically calculated from the table value for calculating the control current deviation IDAdd [mA] of the intake side VVT mechanism 13. A small value is also acceptable.

実施の形態４．
実施の形態３による内燃機関のバルブ特性制御装置では、エンジン１０の回転数が所定値より低い領域に於いて、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインよりも小さくして制御するようにしたが、実施の形態４による内燃機関のバルブ特性制御装置は、エンジン１０のオイルの温度が所定値より高い領域に於いて、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインよりも小さくして制御するようにしたものである。その他については実施の形態２の場合と同様である。 Embodiment 4 FIG.
In the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the third embodiment, the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 is made smaller than the control gain of the intake side VVT mechanism 13 in a region where the rotational speed of the engine 10 is lower than a predetermined value. However, in the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the fourth embodiment, the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 is set to the intake side VVT in the region where the oil temperature of the engine 10 is higher than a predetermined value. The control gain is made smaller than the control gain of the mechanism 13. Others are the same as in the second embodiment.

図１１は、この発明の実施の形態４による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を示すフローチャートである。図１１に於いて、ステップＳ１２０１ではエンジンのオイルの温度が所定値より高いか否かを判断する。ここで判断の基準となる温度の所定値は、例えば、ＶＶＴ機構へのオイルの供給量がＶＶ地機構の制御応答性が許容値以下に低下するに至る供給量となる近傍の温度とする。   FIG. 11 is a flowchart showing the operation of the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the fourth embodiment of the present invention. In FIG. 11, in step S1201, it is determined whether the temperature of the engine oil is higher than a predetermined value. Here, for example, the predetermined value of the temperature serving as a reference for determination is set to a temperature in the vicinity where the supply amount of oil to the VVT mechanism becomes a supply amount at which the control responsiveness of the VV ground mechanism falls below an allowable value.

ステップＳ１２０１での判断の結果、オイルの温度がＶＶＴ機構へ供給される流体量が許容値より少なくなると考えられる所定値より高いと判断すれば、ステップＳ９０１へ進む。ステップＳ９０１乃至ステップＳ９０６での処理は、前述の実施の形態２に於ける図９のステップＳ９０１乃至Ｓ９０６と同様である。   If it is determined in step S1201 that the temperature of the oil is higher than a predetermined value that is considered to be less than the allowable value, the flow proceeds to step S901. The processing in steps S901 to S906 is the same as steps S901 to S906 in FIG. 9 in the second embodiment.

以上のように、オイルの温度が所定値より高い領域である場合は、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインより小さく設定することにより、吸気側ＶＶＴ機構１３と排気側ＶＶＴ機構１４の同時動作時でも、吸気側ＶＶＴ機構１３の応答性を大きく損なうことなく制御することが可能となる。   As described above, when the oil temperature is higher than the predetermined value, the control gain of the exhaust-side VVT mechanism 14 is set to be smaller than the control gain of the intake-side VVT mechanism 13, whereby the intake-side VVT mechanism 13 and the exhaust gas are exhausted. Even during the simultaneous operation of the side VVT mechanism 14, it is possible to perform control without significantly impairing the responsiveness of the intake side VVT mechanism 13.

一方、ステップＳ１２０１に於ける判断の結果、オイルの温度が所定値以下であると判断された場合は、ステップＳ１００２に進む。ステップＳ１００２乃至ステップＳ１００４での処理は、前述の実施の形態２に於ける図９のステップＳ９０１乃至ステップＳ９０６と同様である。   On the other hand, as a result of the determination in step S1201, if it is determined that the oil temperature is equal to or lower than the predetermined value, the process proceeds to step S1002. The processing in steps S1002 to S1004 is the same as that in steps S901 to S906 of FIG. 9 in the second embodiment.

以上述べたように、この発明の実施の形態４による内燃機関のバルブ特性制御装置によれば、オイルの温度が、ＶＶＴ機構へ供給される流体量が許容値より少なくなると考えられる所定値より高い領域に於いて、排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインよりも小さくするようにしたので、吸気ＶＶＴ機構１３と排気側ＶＶＴ機構１４が同時に動作しても、吸気側ＶＶＴ機構１３の応答性を大きく損なうことなく制御することが可能となる。これにより、商品性を大きく左右するエンジン１０の出力低下を抑制することが可能となる。   As described above, according to the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the fourth embodiment of the present invention, the temperature of the oil is higher than a predetermined value at which the amount of fluid supplied to the VVT mechanism is considered to be less than the allowable value. In this region, since the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 is made smaller than the control gain of the intake side VVT mechanism 13, even if the intake VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 operate simultaneously, It becomes possible to control the VVT mechanism 13 without significantly impairing the responsiveness. Thereby, it becomes possible to suppress the output fall of the engine 10 which influences merchantability largely.

尚、前述では排気側ＶＶＴ機構１４の制御ゲインを吸気側ＶＶＴ機構１３の制御ゲインに対して小さな値とする場合について述べたが、排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する電磁ソレノイドの制御電流の制御値を、吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する電磁ソレノイドの制御電流の制御値よりも小さく設定するようにしてもよい。即ち、具体的には、排気側ＶＶＴ機構１４の制御電流偏差ＩＤＡｐｄ＿ｅｘ[ｍＡ]を算出するためのテーブル値を、吸気側ＶＶＴ機構１３の制御電流偏差ＩＤＡｐｄ[ｍＡ]を算出するためのテーブル値より小さな値としても良い。   In the above description, the case where the control gain of the exhaust side VVT mechanism 14 is made smaller than the control gain of the intake side VVT mechanism 13 has been described. However, the electromagnetic solenoid that controls the amount of fluid supplied to the exhaust side valve operating mechanism is described. The control value of the control current may be set smaller than the control value of the control current of the electromagnetic solenoid that controls the amount of fluid supplied to the intake side valve operating mechanism. Specifically, the table value for calculating the control current deviation IDApp_ex [mA] of the exhaust side VVT mechanism 14 is more specifically calculated from the table value for calculating the control current deviation IDAdd [mA] of the intake side VVT mechanism 13. A small value is also acceptable.

実施の形態５．
実施の形態５による内燃機関のバルブ特性制御装置は、吸気側ＶＶＴ機構と排気側ＶＶＴ機構の同時動作時に供給される流体量が少ない領域において、排気側ＶＶＴ機構の目標進角量（バルブの目標位置）に制限をかけることにより、吸気側ＶＶＴ機構と排気側ＶＶＴ機構の同時動作時にでも吸気側ＶＶＴ機構の応答性が低下しないようにしたものである。 Embodiment 5 FIG.
The valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the fifth embodiment has a target advance amount (valve target) of the exhaust-side VVT mechanism in a region where the amount of fluid supplied when the intake-side VVT mechanism and the exhaust-side VVT mechanism are simultaneously operated is small. By limiting the position), the responsiveness of the intake side VVT mechanism is not lowered even during the simultaneous operation of the intake side VVT mechanism and the exhaust side VVT mechanism.

先ず、吸気側ＶＶＴ機構１３の目標進角量ＩＰｔの算出の仕方について説明する。図１２は、吸気側ＶＶＴ機構１３の目標進角量ＩＰｔの算出処理を示すフローチャートである。図１２に示す処理は、ＥＣＵ１６内のＲＯＭ８６にプログラムとして記憶されており、所定タイミング毎に実行される。図１２に於いて、目標進角量ＩＰｔは、ステップＳ１３０１にて、吸気圧センサ８４の入力から算出された吸気圧ＰＭと、エンジン１０の回転数とにより、予めＲＯＭ８６内に設定されているマップを補間参照し算出される。   First, how to calculate the target advance amount IPt of the intake side VVT mechanism 13 will be described. FIG. 12 is a flowchart showing processing for calculating the target advance amount IPt of the intake side VVT mechanism 13. The process shown in FIG. 12 is stored as a program in the ROM 86 in the ECU 16 and executed at predetermined timings. In FIG. 12, the target advance amount IPt is a map set in advance in the ROM 86 based on the intake pressure PM calculated from the input of the intake pressure sensor 84 and the rotational speed of the engine 10 in step S1301. Is calculated with reference to interpolation.

次に、排気側ＶＶＴ機構１４の目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘの算出の仕方について説明する。図１３は、排気側ＶＶＴ機構１４の目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘの算出処理を示すフローチャートである。図１３に示す処理は、ＥＣＵ１６内のＲＯＭ８６にプログラムとして記憶されており、所定タイミング毎に実行される。   Next, how to calculate the target advance amount IPt_ex of the exhaust side VVT mechanism 14 will be described. FIG. 13 is a flowchart showing processing for calculating the target advance amount IPt_ex of the exhaust-side VVT mechanism 14. The process shown in FIG. 13 is stored as a program in the ROM 86 in the ECU 16 and executed at predetermined timings.

図１３に於いて、先ず、ステップＳ１４０１にて、吸気圧ＰＭとエンジン１０の回転数から、予めＲＯＭ８６内に設定されているマップを補間参照し、暫定目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｔｍｐを算出する。次に、ステップＳ１４０２にて制限カウンタの値に「−１」を加える、つまり、「１」を減ずる。次にステップＳ１４０３に於いて制限カウンタの値が「０」か否かを判断し、制限カウンタのカウント値が「０」の場合は、ステップＳ１４０４へ進む。   In FIG. 13, first, in step S1401, a map set in advance in the ROM 86 is interpolated from the intake pressure PM and the rotational speed of the engine 10, and a temporary target advance amount IPt_ex_tmp is calculated. In step S1402, “−1” is added to the value of the limit counter, that is, “1” is decreased. In step S1403, it is determined whether or not the value of the limit counter is “0”. If the count value of the limit counter is “0”, the process proceeds to step S1404.

ステップＳ１４０４では、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘの制限値である上限値ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍａｘと下限値ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍｉｎを算出する。ここで、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘの上限値（ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍａｘ）は、前回の目標進角量ＩＰｔ[i-1]に進角側変化制限量
ＩＰｔ＿ｕｐを加算したものであり、下限値ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍｉｎは、前回の目標進角量ＩＰｔ[i-1]に遅角側変化制限量ＩＰｔ＿ｄｎを減算したものである。進角側変化制限量
ＩＰｔ＿ｕｐ、及び遅角側変化制限量ＩＰｔ＿ｄｎは、エンジン１０の回転数から、予めＲＯＭ８６内に設定されているマップを補間参照して求めたものである。ステップＳ１４
０３による判断の結果、制限カウンタの値が「０」でなかった場合は、目標進角量の上限値、下限値の値は更新しない。 In step S1404, an upper limit value IPt_ex_max and a lower limit value IPt_ex_min, which are limit values of the target advance amount IPt_ex, are calculated. Here, the upper limit value (IPt_ex_max) of the target advance amount IPt_ex is obtained by adding the advance side change limit amount IPt_up to the previous target advance amount IPt [i-1], and the lower limit value IPt_ex_min is the previous value. This is a value obtained by subtracting the retard side change limit amount IPt_dn from the target advance amount IPt [i-1]. The advance side change limit amount IPt_up and the retard angle side change limit amount IPt_dn are obtained from the rotational speed of the engine 10 by interpolating a map set in the ROM 86 in advance. Step S14
If the result of determination in 03 is that the value of the limit counter is not “0”, the upper limit value and lower limit value of the target advance amount are not updated.

次に、ステップＳ１４０５に於いて、ステップＳ１４０１で算出した暫定目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｔｍｐに対して、目標進角量上限値ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍａｘと下限値ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍｉｎによりクリップ処理を行い、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘの算出を行う。   Next, in step S1405, the provisional target advance amount IPt_ex_tmp calculated in step S1401 is clipped with the target advance amount upper limit value IPt_ex_max and the lower limit value IPt_ex_min to calculate the target advance amount IPt_ex. .

次に、ステップＳ１４０６に進み、制限カウンタの値が「０」か否かを判断し、制限カウンタの値が「０」であった場合はステップＳ１４０７へ進み、暫定目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｔｍｐと、目標進角量の前回値ＩＰｔ＿ｅｘ[i-1]を比較し、制限値以上か否かを
判断する。即ち、具体的には、下記条件となる。
（ＩＰＴ＿ｅｘ＿ｔｍｐ）−（ＩＰｔ＿ｅｘ[i-1]）＞ＩＰｔ＿ｕｐ
又は、
（ＩＰｔ＿ｅｘ[i-1]）−（ＩＰＴ＿ｅｘ＿ｔｍｐ）＞ＩＰｔ＿ｄｎ Next, the process proceeds to step S1406, where it is determined whether or not the value of the limit counter is “0”. If the value of the limit counter is “0”, the process proceeds to step S1407, and the provisional target advance amount IPt_ex_tmp and the target The previous value IPt_ex [i-1] of the advance amount is compared, and it is determined whether or not it is equal to or greater than the limit value. Specifically, the following conditions are met.
(IPT_ex_tmp)-(IPt_ex [i-1])> IPt_up
Or
(IPt_ex [i-1])-(IPT_ex_tmp)> IPt_dn

ステップＳ１４０７での判断の結果、前記の条件が成立している場合は、ステップＳ１４０８へ進み、制限カウンタの値を「５」にセットする。尚、制限カウンタにセットする値は、所定の値とはせずにエンジン１０の運転状態により変更するようにしても良い。   If the result of determination in step S1407 is that the above condition is met, processing proceeds to step S1408, and the value of the limit counter is set to “5”. Note that the value set in the limit counter may be changed depending on the operating state of the engine 10 without being a predetermined value.

以上、排気側ＶＶＴ機構１４の目標進角量制限処理についてフローチャートにより説明したが、次に、その排気側ＶＶＴ機構１４の目標進角量制限処理を、動作チャートを用いて具体的に説明する。図１４は、排気側ＶＶＴ機構１４の目標進角量制限処理を説明する動作チャートである。図１４に於いて、破線は、暫定目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｔｍｐを示しており、階段状に上昇する実線は、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘを示している。又、下部の、のこぎり状の実腺は、制限カウンタの値を示している。   The target advance angle limit process of the exhaust side VVT mechanism 14 has been described above with reference to the flowchart. Next, the target advance angle limit process of the exhaust side VVT mechanism 14 will be specifically described with reference to an operation chart. FIG. 14 is an operation chart for explaining the target advance angle limit process of the exhaust side VVT mechanism 14. In FIG. 14, the broken line indicates the provisional target advance amount IPt_ex_tmp, and the solid line rising in a staircase pattern indicates the target advance amount IPt_ex. The saw-like real gland at the bottom indicates the value of the limit counter.

図１４に於いて、先ず、時点ｔ１に於いて、破線で示す暫定目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｔｍｐを、エンジン１０の運転状態が変化することを踏まえて大きな値に算出する（図１３のステップＳ１４０１）。又、この時点ｔ１に於いて制限カウンタの値は「５」にセットされる。次に、時点ｔ１〜ｔ２の間に於いて、所定のタイミング毎に制限カウンタの値に「−１」を加えて（ステップＳ１４０２）、その都度、制限カウンタの値が「０」であるか否かを判断する（ステップＳ１４０３）。制限カウンタの値は、この複数回の所定のタイミング毎に「−１」が加えられ、その都度、「４」、「３」、「２」、「１」、「０」と減少して行く。   In FIG. 14, first, at a time point t1, the temporary target advance amount IPt_ex_tmp indicated by a broken line is calculated to be a large value in consideration of the change in the operating state of the engine 10 (step S1401 in FIG. 13). At this time t1, the value of the limit counter is set to “5”. Next, between time points t1 and t2, “−1” is added to the value of the limit counter at every predetermined timing (step S1402), and each time the value of the limit counter is “0” or not. Is determined (step S1403). The value of the limit counter is incremented by “−1” at each predetermined timing of the plurality of times, and decreases each time to “4”, “3”, “2”, “1”, “0”. .

前述の所定のタイミング毎の判断に於いて制限カウンタの値が「０」でないと判断したときは、算出した暫定目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｔｍｐの値は、進角側変化制限量ＩＰｔ＿ｕｐより大きいため、目標進角量上限値ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍａｘによりクリップされた値が、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘとなる。つまり、時点ｔ１から時点ｔ２までの間では、目標進角量上限値ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍａｘによりクリップされた値が、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘとして維持される。   When it is determined that the value of the limit counter is not “0” in the determination at each predetermined timing, the calculated temporary target advance amount IPt_ex_tmp is larger than the advance side change limit amount IPt_up. A value clipped by the advance amount upper limit value IPt_ex_max becomes the target advance amount IPt_ex. That is, between the time point t1 and the time point t2, the value clipped by the target advance amount upper limit value IPt_ex_max is maintained as the target advance amount IPt_ex.

時点ｔ２に於いて制限カウンタの値が「−１」が加えられることにより「０」となり、この時点ｔ２にて、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘの制限値である上限値ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍａｘと下限値ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍｉｎが更新される（ステップＳ１４０４）。又、時点ｔ２に於いて、暫定目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｔｍｐと、目標進角量の前回値ＩＰｔ＿ｅｘ[i-1]
を比較し、進角側変化制限量ＩＰｔ＿ｕｐ以上か否かを判断する（ステップＳ１４０７）。時点ｔ２では、
（ＩＰＴ＿ｅｘ＿ｔｍｐ）−（ＩＰｔ＿ｅｘ[i-1]）＞ＩＰｔ＿ｕｐ
であるので、制限カウンタの値を「５」にセットする。 The value of the limit counter becomes “0” by adding “−1” at time t2, and at this time t2, the upper limit value IPt_ex_max and the lower limit value IPt_ex_min, which are the limit values of the target advance amount IPt_ex, are updated. (Step S1404). At the time point t2, the provisional target advance amount IPt_ex_tmp and the previous value IPt_ex [i-1] of the target advance amount.
Are compared to determine whether or not the advance side change limit amount IPt_up is greater than or equal to (step S1407). At time t2,
(IPT_ex_tmp)-(IPt_ex [i-1])> IPt_up
Therefore, the value of the limit counter is set to “5”.

以降、時点ｔ２〜ｔ３、ｔ３〜ｔ４、ｔ４〜ｔ５、ｔ５〜ｔ６の間で、時点ｔ１〜ｔ２の間と同様の処理により、順次、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘが階段状に更新される。   Thereafter, the target advance amount IPt_ex is sequentially updated stepwise between time points t2 to t3, t3 to t4, t4 to t5, and t5 to t6 by the same processing as that between the time points t1 and t2.

時点ｔ６以降では、
（ＩＰＴ＿ｅｘ＿ｔｍｐ）−（ＩＰｔ＿ｅｘ[i-1]）＞ＩＰｔ＿ｕｐ
の条件を満たさなくなり（ステップＳ１４０７）、制限カウンタの値は「０」のままとなる。又、図１４の例では、この時点ｔ６に於いて、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘは暫定目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｔｍｐと一致することになる。 After time t6,
(IPT_ex_tmp)-(IPt_ex [i-1])> IPt_up
This condition is not satisfied (step S1407), and the value of the limit counter remains “0”. In the example of FIG. 14, the target advance amount IPt_ex coincides with the provisional target advance amount IPt_ex_tmp at the time point t6.

このように、目標進角量がクリップされた直後、制限カウンタの値を「５」をセットし、所定時間毎にこれを減算し、制限カウンタの値が「０」になった時点で、目標進角量上限側（ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍａｘ）が更新され、それに従い、目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘが更新された目標進角量上限値ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｍａｘによりクリップさる。これを繰り返して、最終的に目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘが暫定目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘ＿ｔｍｐと一致するように処理されるものである。   In this way, immediately after the target advance amount is clipped, the value of the limit counter is set to “5” and subtracted every predetermined time, and when the value of the limit counter becomes “0”, the target counter value is set. The advance amount upper limit side (IPt_ex_max) is updated, and the target advance amount IPt_ex is clipped by the updated target advance amount upper limit value IPt_ex_max accordingly. This process is repeated, and finally, the target advance amount IPt_ex is processed so as to coincide with the provisional target advance amount IPt_ex_tmp.

以上説明したように、排気側ＶＶＴ機構１４の目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘの変化量を制限することにより、吸気ＶＶＴ機構１３と排気ＶＶＴ機構１４の同時動作時に、吸気側ＶＶＴ機構１３の応答性を大きく損なうことなく制御することが可能となる。   As described above, by limiting the amount of change in the target advance amount IPt_ex of the exhaust-side VVT mechanism 14, the responsiveness of the intake-side VVT mechanism 13 is increased during simultaneous operation of the intake VVT mechanism 13 and the exhaust VVT mechanism 14. Control can be performed without loss.

次に、吸気側ＶＶＴ機構１３と排気側ＶＶＴ機構１４の両方へ供給される流体量が少ない領域に於いて、排気側ＶＶＴ機構１４の目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘの変化量に制限をかけるようにしたこの発明の実施の形態５による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作ついて説明する。図１５は、この発明の実施の形態５による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するフローチャートである。   Next, in a region where the amount of fluid supplied to both the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 is small, the amount of change in the target advance amount IPt_ex of the exhaust side VVT mechanism 14 is limited. The operation of the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the fifth embodiment of the present invention will be described. FIG. 15 is a flowchart for explaining the operation of the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the fifth embodiment of the present invention.

図１５に於いて、ステップＳ１６０１により、先ず、両ＶＶＴ機構１３、１４へ供給される流体量が少ない領域か否かを判断する。ステップＳ１６０１にて供給される流体量が少ない領域であると判断された場合、ステップＳ１４０１へ進み、前述の図１３により説明した目標進角量の変化量を制限する処理を実施する。その詳細は図１３で説明したとおりであり、図１５に於けるステップＳ１４０１〜Ｓ１４０８は、図１３に於けるステップＳ１４０１〜Ｓ１４０８と同一である。   In FIG. 15, it is first determined in step S1601 whether or not the amount of fluid supplied to both VVT mechanisms 13 and 14 is small. If it is determined in step S1601 that the amount of fluid supplied is small, the process proceeds to step S1401, and the process for limiting the amount of change in the target advance amount described with reference to FIG. 13 is performed. The details are as described with reference to FIG. 13. Steps S1401 to S1408 in FIG. 15 are the same as steps S1401 to S1408 in FIG.

ステップＳ１６０１にて供給される流体量が少ない領域ではないと判断した場合は、ステップＳ１３０１に進み、図１２にて説明した吸気圧センサ８４の入力から算出された吸気圧ＰＭと、エンジン１０の回転数により予めＲＯＭ８６内に設定されているマップを補間参照して目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘを算出する。   If it is determined in step S1601 that the amount of fluid supplied is not a small region, the process proceeds to step S1301, and the intake pressure PM calculated from the input of the intake pressure sensor 84 described in FIG. The target advance amount IPt_ex is calculated by interpolation with reference to a map set in the ROM 86 in advance.

尚、図示していないが、前述のようにして得られた目標進角量ＩＰｔ＿ｅｘに基づき、前述の図５に対応する制御フローにより排気側ＶＶＴ機構１４の目標進角量と検出進角量とに基づいて制御モードを判定し、その判定結果に基づいて、ＰＤモード、保持モード、或いはミニマム電流モードの制御が行われる。   Although not shown, based on the target advance amount IPt_ex obtained as described above, the target advance amount and the detected advance amount of the exhaust-side VVT mechanism 14 are determined by the control flow corresponding to FIG. The control mode is determined based on the control result, and the PD mode, the holding mode, or the minimum current mode is controlled based on the determination result.

以上のように、この発明の実施の形態５に係る内燃機関のバルブ特性制御装置によれば、排気側ＶＶＴ機構の目標進角量の変化量に制限をかけることにより、吸気側ＶＶＴ機構と排気側ＶＶＴ機構の同時動作時であっても、吸気側ＶＶＴ機構の応答性を大きく損なうことなく制御することが可能となる。更に、両ＶＶＴ機構へ供給される流体量が多い領域では、両ＶＶＴ機構の同時動作時の吸気側ＶＶＴ機構の応答性低下への影響が小さいため、排気側ＶＶＴ機構の目標進角量の変化量の制限を外し、排気側ＶＶＴ機構の応答性を向
上させることが可能となる。 As described above, according to the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the fifth embodiment of the present invention, by restricting the amount of change in the target advance amount of the exhaust side VVT mechanism, the intake side VVT mechanism and the exhaust gas are controlled. Even during the simultaneous operation of the side VVT mechanism, it is possible to control without significantly impairing the responsiveness of the intake side VVT mechanism. Further, in a region where the amount of fluid supplied to both VVT mechanisms is large, the influence on the responsiveness degradation of the intake side VVT mechanism during the simultaneous operation of both VVT mechanisms is small, so the change in the target advance amount of the exhaust side VVT mechanism It is possible to remove the restriction on the amount and improve the responsiveness of the exhaust side VVT mechanism.

実施の形態６．
実施の形態５では、吸気側ＶＶＴ機構と排気側ＶＶＴ機構の同時動作時に供給される流体量が少ない領域において、排気側ＶＶＴ機構の目標進角量の変化量に制限をかけるようにしたが、実施の形態６による内燃機関のバルブ特性制御装置は、内燃機関の回転数が低い領域に於いて排気側ＶＶＴ機構の目標進角量の変化量に制限をかけるようにしたものである。 Embodiment 6 FIG.
In the fifth embodiment, the amount of change in the target advance amount of the exhaust side VVT mechanism is limited in a region where the amount of fluid supplied during the simultaneous operation of the intake side VVT mechanism and the exhaust side VVT mechanism is small. The valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the sixth embodiment limits the amount of change in the target advance amount of the exhaust side VVT mechanism in a region where the rotational speed of the internal combustion engine is low.

図１６は、この発明の実施の形態６による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を示すフローチャートである。図１６に於いて、ステップＳ１７０１ではエンジン１０の回転数が所定値より低い領域であるか否かを判断する。ここで判断の基準となるエンジン回転数の所定値は、例えば、吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４へのオイル供給量がこれらのＶＶＴ機構の制御応答性が許容値以下に低下するに至る供給量となる近傍の回転数とする。   FIG. 16 is a flowchart showing the operation of the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the sixth embodiment of the present invention. In FIG. 16, in step S1701, it is determined whether or not the rotational speed of the engine 10 is in a region lower than a predetermined value. Here, the predetermined value of the engine speed, which is a criterion for judgment, is, for example, that the amount of oil supplied to the intake side VVT mechanism 13 and the exhaust side VVT mechanism 14 decreases below the allowable value of the control response of these VVT mechanisms. It is set as the rotation speed of the vicinity used as the supply amount to reach.

ステップＳ１７０１での判断の結果、エンジン１０の回転数が、前述のように両ＶＶＴ機構へ供給される流体量が許容値より少なくなると考えられる所定値より低いと判断すれば、ステップＳ１４０１へ進む。ステップＳ１４０１乃至ステップＳ１４０８での処理は、前述の実施の形態５に於いて図１３乃至図１５により説明した処理と同様である。   As a result of the determination in step S1701, if it is determined that the rotational speed of the engine 10 is lower than a predetermined value that the fluid amount supplied to both VVT mechanisms is considered to be less than the allowable value as described above, the process proceeds to step S1401. The processing in steps S1401 to S1408 is the same as the processing described with reference to FIGS. 13 to 15 in the fifth embodiment.

以上のように、この発明の実施の形態６による内燃機関のバルブ特性制御装置によれば、エンジン１０の回転数が、ＶＶＴ機構へ供給される流体量が許容値より少なくなると考えられる所定値より小さい領域に於いて、排気ＶＶＴ機構の目標進角量の変化量に制限をかけることにより、吸気ＶＶＴ機構と排気ＶＶＴ機構の同時動作時に、吸気側ＶＶＴ機構の応答性を大きく損なうことなく制御することが可能となる。更に、両ＶＶＴ機構へ供給される流体量が多い領域では、同時動作時の吸気側ＶＶＴ機構の応答性低下への影響が小さいため、排気側ＶＶＴ機構の目標進角量の変化量の制限をはずし、排気側ＶＶＴ機構の応答性を向上させることが可能となる。   As described above, according to the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the sixth embodiment of the present invention, the rotational speed of the engine 10 is higher than a predetermined value that is considered that the amount of fluid supplied to the VVT mechanism is smaller than the allowable value. By limiting the amount of change in the target advance amount of the exhaust VVT mechanism in a small region, control is performed without significantly impairing the responsiveness of the intake side VVT mechanism during simultaneous operation of the intake VVT mechanism and the exhaust VVT mechanism. It becomes possible. Further, in a region where the amount of fluid supplied to both VVT mechanisms is large, since the influence on the responsiveness of the intake side VVT mechanism during the simultaneous operation is small, the amount of change in the target advance amount of the exhaust side VVT mechanism is limited. This makes it possible to improve the responsiveness of the exhaust side VVT mechanism.

実施の形態７．
実施の形態６による内燃機関のバルブ特性制御装置は、内燃機関の回転数が低い領域に於いて排気側ＶＶＴ機構の目標進角量の変化量に制限をかけるようにしたものである。その他については実施の形態６の場合と同様である。 Embodiment 7 FIG.
The valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the sixth embodiment limits the amount of change in the target advance amount of the exhaust side VVT mechanism in a region where the rotational speed of the internal combustion engine is low. Others are the same as those in the sixth embodiment.

図１７は、この発明の実施の形態７による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を示すフローチャートである。図１７に於いて、ステップＳ１８０１ではエンジン１０のオイルの温度が所定値より高いか否かを判断する。ここで判断の基準となる温度の所定値は、例えば、吸気側ＶＶＴ機構１３及び排気側ＶＶＴ機構１４へのオイルの供給量が、ＶＶ地機構の制御応答性が許容値以下に低下するに至る供給量となる近傍の温度とする。   FIG. 17 is a flowchart showing the operation of the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the seventh embodiment of the present invention. In FIG. 17, in step S1801, it is determined whether or not the oil temperature of the engine 10 is higher than a predetermined value. Here, for example, the predetermined value of the temperature serving as a determination criterion is that the amount of oil supplied to the intake-side VVT mechanism 13 and the exhaust-side VVT mechanism 14 causes the control responsiveness of the VV ground mechanism to fall below an allowable value. Set the temperature in the vicinity of the supply amount.

ステップＳ１８０１での判断の結果、オイルの温度がＶＶＴ機構へ供給される流体量が許容値より少なくなると考えられる所定値より高いと判断すれば、ステップＳ１４０１へ進む。ステップＳ１４０１乃至ステップＳ１４０８での処理は、前述の実施の形態５に於いて図１３乃至図１５により説明した処理と同様である。   If it is determined in step S1801 that the temperature of the oil is higher than a predetermined value that is considered to be less than the allowable value, the flow proceeds to step S1401. The processing in steps S1401 to S1408 is the same as the processing described with reference to FIGS. 13 to 15 in the fifth embodiment.

この発明の実施の形態７による内燃機関のバルブ特性制御装置によれば、オイルの温度がＶＶＴ機構へ供給される流体量が許容値より少なくなると考えられる所定値より小さい領域に於いて、排気ＶＶＴ機構の目標進角量の変化量に制限をかけることにより、吸気ＶＶＴ機構と排気ＶＶＴ機構の同時動作時に、吸気側ＶＶＴ機構の応答性を大きく損なうこ
となく制御することが可能となる。更に、両ＶＶＴ機構へ供給される流体量が多い領域では、同時動作時の吸気側ＶＶＴ機構の応答性低下への影響が小さいため、排気側ＶＶＴ機構の目標進角量の変化量の制限をはずし、排気側ＶＶＴ機構の応答性を向上させることが可能となる。 According to the valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to the seventh embodiment of the present invention, the exhaust VVT is in a region where the oil temperature is smaller than a predetermined value where the amount of fluid supplied to the VVT mechanism is considered to be less than the allowable value. By limiting the amount of change in the target advance amount of the mechanism, it is possible to control the intake side VVT mechanism without significantly impairing the responsiveness of the intake side VVT mechanism during simultaneous operation of the intake VVT mechanism and the exhaust VVT mechanism. Further, in a region where the amount of fluid supplied to both VVT mechanisms is large, since the influence on the responsiveness of the intake side VVT mechanism during the simultaneous operation is small, the amount of change in the target advance amount of the exhaust side VVT mechanism is limited. This makes it possible to improve the responsiveness of the exhaust side VVT mechanism.

尚、前述の実施の形態１乃至７の説明に於いては全てＶＶＴ機構の進角制御の場合について述べたが、遅角制御の場合は進角を遅角に対応させることで同様に制御可能であるで説明を省略する。   In the above description of the first to seventh embodiments, the case of the advance control of the VVT mechanism has been described. However, in the case of the retard control, the advance can be controlled by making the advance corresponding to the retard. Therefore, the description is omitted.

この発明の実施の形態１乃至７に係る内燃機関のバルブ特性制御装置を車輌用ガソリンエンジンに適用した場合の、エンジンシステムの構成を示す概略構成図である。1 is a schematic configuration diagram showing a configuration of an engine system when a valve characteristic control device for an internal combustion engine according to Embodiments 1 to 7 of the present invention is applied to a vehicle gasoline engine. 図１に示すエンジンシステムの一部分を断面にて示す説明図である。It is explanatory drawing which shows a part of engine system shown in FIG. 1 in a cross section. 図１に示すエンジンシステムの吸気側ＯＣＶを断面にて示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the intake side OCV of the engine system shown in FIG. 1 in a cross section. 図１に示すエンジンシステムの吸気側ＯＣＶを断面にて示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the intake side OCV of the engine system shown in FIG. 1 in a cross section. この発明の実施の形態１による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。3 is a flowchart for illustrating the operation of the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention. この発明の実施の形態１による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。3 is a flowchart for illustrating the operation of the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention. この発明の実施の形態１による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。3 is a flowchart for illustrating the operation of the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention. この発明の実施の形態１による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。3 is a flowchart for illustrating the operation of the valve characteristic control device for an internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention. この発明の実施の形態２による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating operation | movement of the valve characteristic control apparatus of the internal combustion engine by Embodiment 2 of this invention.

この発明の実施の形態３による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating operation | movement of the valve characteristic control apparatus of the internal combustion engine by Embodiment 3 of this invention. この発明の実施の形態４による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating operation | movement of the valve characteristic control apparatus of the internal combustion engine by Embodiment 4 of this invention. この発明の実施の形態５による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating operation | movement of the valve characteristic control apparatus of the internal combustion engine by Embodiment 5 of this invention. この発明の実施の形態５による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating operation | movement of the valve characteristic control apparatus of the internal combustion engine by Embodiment 5 of this invention. この発明の実施の形態５による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのタイムチャートである。It is a time chart for demonstrating operation | movement of the valve characteristic control apparatus of the internal combustion engine by Embodiment 5 of this invention. この発明の実施の形態５による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating operation | movement of the valve characteristic control apparatus of the internal combustion engine by Embodiment 5 of this invention. この発明の実施の形態６による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating operation | movement of the valve characteristic control apparatus of the internal combustion engine by Embodiment 6 of this invention. この発明の実施の形態７による内燃機関のバルブ特性制御装置の動作を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating operation | movement of the valve characteristic control apparatus of the internal combustion engine by Embodiment 7 of this invention. この発明の実施の形態１の動作説明に供するための説明図図である。It is explanatory drawing for providing operation | movement description of Embodiment 1 of this invention. この発明の実施の形態１の動作説明に供するための説明図図である。It is explanatory drawing for providing operation | movement description of Embodiment 1 of this invention. 一般的なバルブ特性制御装置の構成図である。It is a block diagram of a general valve characteristic control device.

符号の説明Explanation of symbols

１０ エンジン １１ 吸気側カムシャフト
１２ 排気側カムシャフト １３ 吸気側ＶＶＴ機構
１４ 排気側ＶＶＴ機構 １５ クランクシャフト
１６ ＥＣＵ １７ シリンダブロック
１８ オイルパン １９ シリンダヘッド
２０ シリンダ ２１ ピストン
２２ コンロッド ２３ 吸気側バルブ
２４ 排気側バルブ ２５ 吸気通路
２６ 排気通路 ２７、２８ カム
３０、３８ プーリ ３１ インナキャップ
３２ カバー ３３ リングギヤ
３４ ベアリングキャップ ３５、４２、４６ 外歯
３６ ボス ３７ タイミングベルト
４０、４５ 内歯 ５０ 第１の圧力室
５１ 第１の圧力通路 ５２ 第２の圧力室
５３ 第２の圧力通路 ５４、５５ オイル孔
５６、５７、６４ オイル通路 ５９ 吐出通路
６０ 吸気側ＯＣＶ ６２ オイルポンプ
６３ オイル溝 ６５ 中心孔
７０ ケーシング ７１ タンクポート
７２ａ、７２ｂ リザーバポート ７３、７４ 吐出ポート
７５ スプール ７７ａ、７７ｂ、７７ｃ パセージ
７８ スプリング ７９ 電磁ソレノイド
８０ 排気側ＯＣＶ ８１、８２ カム角センサ
８３ クランク角センサ ８３ａ ロータ
８４ 吸気圧センサ ８５ ＣＰＵ
８６ ＲＯＭ ８７ ＲＡＭ
８８ バックアップＲＡＭ ８９ 外部入力各回路
９０ 外部出力回路 ９１ バス DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Engine 11 Intake side camshaft 12 Exhaust side camshaft 13 Intake side VVT mechanism 14 Exhaust side VVT mechanism 15 Crankshaft 16 ECU 17 Cylinder block 18 Oil pan 19 Cylinder head 20 Cylinder 21 Piston 22 Connecting rod 23 Intake side valve 24 Exhaust side valve 25 Intake passage 26 Exhaust passage 27, 28 Cam 30, 38 Pulley 31 Inner cap 32 Cover 33 Ring gear 34 Bearing cap 35, 42, 46 Outer teeth 36 Boss 37 Timing belt 40, 45 Inner teeth 50 First pressure chamber 51 First Pressure passage 52 second pressure chamber 53 second pressure passage 54, 55 oil holes 56, 57, 64 oil passage 59 discharge passage 60 intake side OCV 62 oil pump 63 oil groove 65 center hole 70 casing 71 Kupoto 72a, 72b reservoir port 73, 74 a discharge port 75 the spool 77a, 77b, 77c Paseji 78 spring 79 electromagnetic solenoid 80 exhaust OCV 81 and 82 the cam angle sensor 83 crank angle sensor 83a rotor 84 an intake pressure sensor 85 CPU
86 ROM 87 RAM
88 Backup RAM 89 External Input Circuit 90 External Output Circuit 91 Bus

Claims (11)

内燃機関の燃焼室に通じる吸気通路を開閉する吸気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記吸気側バルブのバルブ特性を変更する吸気側バルブ作動機構と、前記燃焼室に通じる排気通路を開閉する排気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記排気側バルブのバルブ特性を変更する排気側バルブ作動機構と、流体通路を介して前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に流体を供給する流体供給源と、前記流体通路に設けられ前記流体供給源から前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に対して夫々供給する流体量を制御する流体量制御手段と、前記内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて前記吸気側バルブと前記排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように前記流体量制御手段を制御する制御手段とを備えた内燃機関のバルブ特性制御装置であって、
前記制御手段は、前記排気側バルブのバルブ特性を変更する制御量を、前記吸気側バルブの制御量を変更することなく、前記吸気側バルブの制御量より小さくし得るように構成されている、
ことを特徴とする内燃機関のバルブ特性制御装置。 An intake side valve that opens and closes an intake passage that leads to a combustion chamber of an internal combustion engine, an intake side valve actuation mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristics of the intake side valve, and an exhaust that opens and closes an exhaust passage that leads to the combustion chamber A side valve, an exhaust side valve operating mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristics of the exhaust side valve, and a fluid that supplies fluid to the intake side valve operating mechanism and the exhaust side valve operating mechanism via a fluid passage A supply source, fluid amount control means for controlling the amount of fluid supplied from the fluid supply source to the intake side valve actuation mechanism and the exhaust side valve actuation mechanism, respectively, and operation of the internal combustion engine An operating state detecting means for detecting a state; and a valve of the intake side valve and the exhaust side valve based on the operating state detected by the operating state detecting means. With a target valve characteristic calculating means for respectively calculating a target valve characteristic value of the blanking property, and control means for the valve characteristics of the respective controls the fluid amount control means so that the target valve characteristic value of the respective A valve characteristic control device for an internal combustion engine,
It said control means controls the amount of changing the valve characteristic of the exhaust valve, without changing the control amount of the intake valve, and is configured so as to be smaller than the control amount of the intake valve ,
An internal combustion engine valve characteristic control device. 内燃機関の燃焼室に通じる吸気通路を開閉する吸気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記吸気側バルブのバルブ特性を変更する吸気側バルブ作動機構と、前記燃焼室に通じる排気通路を開閉する排気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記排気側バルブのバルブ特性を変更する排気側バルブ作動機構と、流体通路を介して前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に流体を供給する流体供給源と、前記流体通路に設けられ前記流体供給源から前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に対して夫々供給する流体量を制御する流体量制御手段と、前記内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて前記吸気側バルブと前記排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように前記流体量制御手段を制御する制御手段とを備えた内燃機関のバルブ特性制御装置であって、
前記制御手段は、前記排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインを、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインを変更することなく、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインよりも小さく設定し得るように構成されている、
することを特徴とする内燃機関のバルブ特性制御装置。 An intake side valve that opens and closes an intake passage that leads to a combustion chamber of an internal combustion engine, an intake side valve actuation mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristics of the intake side valve, and an exhaust that opens and closes an exhaust passage that leads to the combustion chamber A side valve, an exhaust side valve operating mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristics of the exhaust side valve, and a fluid that supplies fluid to the intake side valve operating mechanism and the exhaust side valve operating mechanism via a fluid passage A supply source, fluid amount control means for controlling the amount of fluid supplied from the fluid supply source to the intake side valve actuation mechanism and the exhaust side valve actuation mechanism, respectively, and operation of the internal combustion engine An operating state detecting means for detecting a state; and a valve of the intake side valve and the exhaust side valve based on the operating state detected by the operating state detecting means. With a target valve characteristic calculating means for respectively calculating a target valve characteristic value of the blanking property, and control means for the valve characteristics of the respective controls the fluid amount control means so that the target valve characteristic value of the respective A valve characteristic control device for an internal combustion engine,
The control means does not change the control gain for controlling the amount of fluid supplied to the exhaust side valve operating mechanism, and does not change the control gain for controlling the amount of fluid supplied to the intake side valve operating mechanism. It is configured to be set smaller than a control gain for controlling the amount of fluid supplied to the mechanism .
A valve characteristic control device for an internal combustion engine. 前記制御手段は、前記流体供給源から前記吸気側バルブ作動機構及び前記排気側バルブ作動機構の双方へ供給される流体量が所定値より少ない領域に於いて、前記排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインを前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインよりも小さく設定することを特徴とする請求項２に記載の内燃機関のバルブ特性制御装置。   The control means supplies the exhaust side valve operating mechanism in a region where the amount of fluid supplied from the fluid supply source to both the intake side valve operating mechanism and the exhaust side valve operating mechanism is less than a predetermined value. 3. The valve characteristic control device for an internal combustion engine according to claim 2, wherein a control gain for controlling a fluid amount is set smaller than a control gain for controlling a fluid amount supplied to the intake side valve operating mechanism. 前記制御手段は、前記内燃機関の回転数が所定値より低い領域に於いて、前記排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインを前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御ゲインよりも小さく設定することを特徴とする請求項２に記載の内燃機関のバルブ特性制御装置。   The control means is configured to control the amount of fluid supplied to the intake side valve operating mechanism to control the amount of fluid supplied to the exhaust side valve operating mechanism in a region where the rotational speed of the internal combustion engine is lower than a predetermined value. 3. The valve characteristic control device for an internal combustion engine according to claim 2, wherein the control gain is set to be smaller than a control gain to be controlled. 内燃機関の燃焼室に通じる吸気通路を開閉する吸気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記吸気側バルブのバルブ特性を変更する吸気側バルブ作動機構と、前記燃焼室に通じる排気通路を開閉する排気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記排気側バルブのバルブ特性を変更する排気側バルブ作動機構と、流体通路を介して前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に流体を供給する流体供給源と、前記流体通路に設けられ前記流体供給源から前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に対して夫々供給する流体量を制御する流体量制御手段と、前記内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて前記吸気側バルブと前記排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように前記流体量制御手段を制御する制御手段とを備えた内燃機関のバルブ特性制御装置であって、
前記流体量制御手段は、電磁ソレノイドに供給される制御電流に基づいて前記流体量を制御するように構成され、
前記制御手段は、前記排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する前記制御電流の制御値を、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する前記制御電流の制御値を変更することなく、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御電流の制御値よりも小さく設定し得るように構成されている、
ことを特徴とする内燃機関のバルブ特性制御装置。 An intake side valve that opens and closes an intake passage that leads to a combustion chamber of an internal combustion engine, an intake side valve actuation mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristics of the intake side valve, and an exhaust that opens and closes an exhaust passage that leads to the combustion chamber A side valve, an exhaust side valve operating mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristics of the exhaust side valve, and a fluid that supplies fluid to the intake side valve operating mechanism and the exhaust side valve operating mechanism via a fluid passage A supply source, fluid amount control means for controlling the amount of fluid supplied from the fluid supply source to the intake side valve actuation mechanism and the exhaust side valve actuation mechanism, respectively, and operation of the internal combustion engine An operating state detecting means for detecting a state; and a valve of the intake side valve and the exhaust side valve based on the operating state detected by the operating state detecting means. With a target valve characteristic calculating means for respectively calculating a target valve characteristic value of the blanking property, and control means for the valve characteristics of the respective controls the fluid amount control means so that the target valve characteristic value of the respective A valve characteristic control device for an internal combustion engine,
The fluid amount control means is configured to control the fluid amount based on a control current supplied to an electromagnetic solenoid;
The control means changes the control value of the control current that controls the amount of fluid supplied to the exhaust side valve operating mechanism, and the control value of the control current that controls the amount of fluid supplied to the intake side valve operating mechanism. Without being configured to be set smaller than the control value of the control current for controlling the amount of fluid supplied to the intake side valve actuation mechanism ,
An internal combustion engine valve characteristic control device. 前記制御手段は、前記流体供給源から前記吸気側バルブ作動機構及び前記排気側バルブ作動機構の双方へ供給される流体量が所定値より少ない領域に於いて、前記排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する前記制御電流の制御値を、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御電流の制御値よりも小さく設定することを特徴とする請求項５に記載の内燃機関のバルブ特性制御装置。   The control means supplies the exhaust side valve operating mechanism in a region where the amount of fluid supplied from the fluid supply source to both the intake side valve operating mechanism and the exhaust side valve operating mechanism is less than a predetermined value. 6. The internal combustion engine according to claim 5, wherein a control value of the control current for controlling a fluid amount is set to be smaller than a control value of a control current for controlling a fluid amount supplied to the intake side valve operating mechanism. Valve characteristic control device. 前記制御手段は、前記内燃機関の回転数が所定値より低い領域に於いて、前記排気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する前記制御電流の制御値を、前記吸気側バルブ作動機構に供給する流体量を制御する制御電流の制御値よりも小さく設定することを特徴とする請求項５に記載の内燃機関のバルブ特性制御装置。   The control means supplies a control value of the control current for controlling the amount of fluid supplied to the exhaust side valve operating mechanism to the intake side valve operating mechanism in a region where the rotational speed of the internal combustion engine is lower than a predetermined value. 6. The valve characteristic control device for an internal combustion engine according to claim 5, wherein a control value of a control current for controlling the amount of fluid to be supplied is set smaller. 内燃機関の燃焼室に通じる吸気通路を開閉する吸気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記吸気側バルブのバルブ特性を変更する吸気側バルブ作動機構と、前記燃焼室に通じる排気通路を開閉する排気側バルブと、流体圧力によって駆動され前記排気側バルブのバルブ特性を変更する排気側バルブ作動機構と、流体通路を介して前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に流体を供給する流体供給源と、前記流体通路に設けられ前記流体供給源から前記吸気側バルブ作動機構と前記排気側バルブ作動機構に対して夫々供給する流体量を制御する流体量制御手段と、前記内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記運転状態検出手段により検出された運転状態に基づいて前記吸気側バルブと前記排気側バルブのバルブ特性についての目標バルブ特性値を夫々算出する目標バルブ特性算出手段と、前記夫々のバルブ特性が前記夫々の目標バルブ特性値となるように前記流体量制御手段を制御する制御手段とを備えた内燃機関のバルブ特性制御装置であって、
前記目標バルブ特性算出手段は、前記吸気側バルブの目標バルブ特性値を漸次変化させることなく前記排気側バルブの目標バルブ特性値を漸次変化させることを特徴とする内燃機関のバルブ特性制御装置。 An intake side valve that opens and closes an intake passage that leads to a combustion chamber of an internal combustion engine, an intake side valve actuation mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristics of the intake side valve, and an exhaust that opens and closes an exhaust passage that leads to the combustion chamber A side valve, an exhaust side valve operating mechanism that is driven by fluid pressure to change the valve characteristics of the exhaust side valve, and a fluid that supplies fluid to the intake side valve operating mechanism and the exhaust side valve operating mechanism via a fluid passage A supply source, fluid amount control means for controlling the amount of fluid supplied from the fluid supply source to the intake side valve actuation mechanism and the exhaust side valve actuation mechanism, respectively, and operation of the internal combustion engine An operating state detecting means for detecting a state; and a valve of the intake side valve and the exhaust side valve based on the operating state detected by the operating state detecting means. With a target valve characteristic calculating means for respectively calculating a target valve characteristic value of the blanking property, and control means for the valve characteristics of the respective controls the fluid amount control means so that the target valve characteristic value of the respective A valve characteristic control device for an internal combustion engine,
The valve characteristic control device for an internal combustion engine, wherein the target valve characteristic calculation means gradually changes the target valve characteristic value of the exhaust side valve without gradually changing the target valve characteristic value of the intake side valve. 前記目標バルブ特性算出手段は、前記流体供給源から前記吸気側バルブ作動機構及び前記排気側バルブ作動機構の双方へ供給される流体量が所定値より少ない領域に於いて、前記排気側バルブの目標バルブ特性値を漸次変化させることを特徴とする請求項８に記載の内燃機関のバルブ特性制御装置。   The target valve characteristic calculating means is configured to detect a target of the exhaust valve in a region where the amount of fluid supplied from the fluid supply source to both the intake valve operation mechanism and the exhaust valve operation mechanism is less than a predetermined value. 9. The valve characteristic control apparatus for an internal combustion engine according to claim 8, wherein the valve characteristic value is gradually changed. 前記目標バルブ特性算出手段は、前記内燃機関の回転数が所定値より低い領域に於いて、前記排気側バルブの目標バルブ特性値を漸次変化させることを特徴とする請求項８に記載の内燃機関のバルブ特性制御装置。   9. The internal combustion engine according to claim 8, wherein the target valve characteristic calculation means gradually changes the target valve characteristic value of the exhaust valve in a region where the rotational speed of the internal combustion engine is lower than a predetermined value. Valve characteristic control device. 前記目標バルブ特性算出手段は、算出した目標バルブ特性値に所定量の制限を加えることにより前記目標バルブ特性値を漸次変化させることを特徴とする請求項８乃至１０の何れかに記載の内燃機関のバルブ特性制御装置。   The internal combustion engine according to any one of claims 8 to 10, wherein the target valve characteristic calculating means gradually changes the target valve characteristic value by adding a predetermined amount of restriction to the calculated target valve characteristic value. Valve characteristic control device.
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