JP5006152B2 - 可変動弁機構の制御装置 - Google Patents
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また、できるだけ動特性の変動を抑制するためにゲインを大きくすると、可変動弁機構の動作に振動を生じてしまうことがある。特に、バルブタイミング機構の場合は、バルブタイミングが一般的に回転同期で検出され、この場合、低回転では検出遅れが大きいことも振幅が更に増大することがあった。
内燃機関の吸気バルブまたは排気バルブの作動特性を可変な可変動弁機構を備え、前記作動特性の目標値を機関運転状態に基づいて設定し、所定の規範応答モデルに対応した応答速度で、作動特性を目標値に収束するように操作量を設定して、前記可変動弁機構に出力する。
前記目標値の変化を許容値以下に制限することにより、前記目標値を修正し、
かつ、前記許容上限応答速度は、機関回転速度が高いほど低い値に設定することを特徴とする。
請求項1に係る発明によると、
作動特性の目標値を修正しつつ規範応答モデルに応じた応答速度でフィードバック制御することにより、可変動弁機構の応答速度が許容上限応答速度以下に制限される。これにより、応答速度の変化によって変動する動摩擦係数の変動幅が小さくなり、可変動弁機構の挙動を安定化でき、ひいては内燃機関のトルク変動を抑制できる。
また、目標値の変化を制限することによって、所望の目標値に容易に修正できる。
潤滑油温度が所定値のときの許容上限応答速度に対し、所定値との偏差が大きいほど許容上限応答速度を大きい値に推定する構成とした。
かかる構成によると、
潤滑油温度については、温度が増大すると潤滑油の粘度が小さくなって動摩擦係数が減少するが、所定温度より増大すると、今度は、潤滑油膜の剥離を生じるなど動摩擦係数は増加に転じる。
また、請求項3に係る発明は、
前記可変動弁機構は、吸気バルブまたは排気バルブの開弁時の作動角中心位相を可変とする構成とした。
図1は、実施形態における車両用内燃機関の構成図であり、内燃機関101の吸気管102には、スロットルモータ103aでスロットルバルブ103bを開閉駆動する電子制御スロットル104が介装され、該電子制御スロットル104及び吸気バルブ105を介して、燃焼室106内に空気が吸入される。
前記吸気バルブ105及び排気バルブ107は、それぞれ排気側カムシャフト110,吸気側カムシャフト134に設けられたカムによって開閉駆動されるが、吸気側カムシャフト134には、クランクシャフト120に対する回転位相を変化させることで、バルブタイミング(吸気バルブ作動角の中心位相)を変化させるスパイラルラジアルリンク式の可変バルブタイミング機構VTC113が設けられている。
また、各気筒の吸気バルブ105上流側の吸気ポート130には、電磁式の燃料噴射弁131が設けられ、該燃料噴射弁131は、前記ECU114からの噴射パルス信号によって開弁駆動されると、所定圧力に調整された燃料を吸気バルブ105に向けて噴射する。
前記各種センサとしては、アクセル開度を検出するアクセル開度センサAPS116、機関101の吸入空気量Qを検出するエアフローメータ115、クランクシャフト120から回転信号を取り出すクランク角センサ117、スロットルバルブ103bの開度TVOを検出するスロットルセンサ118、機関101の潤滑油温度を検出する油温センサ119、吸気側カムシャフト134から回転信号を取り出すカムセンサ132などが設けられている。
次に、前記可変バルブタイミング機構VTC113の構成を、図2〜図5に基づいて説明する。
前記可変バルブタイミング機構VTC113は、カムシャフト134と、駆動プレート2と、組付角調整機構4と、作動装置15と、VTCカバー6から構成される。
前記VTCカバー6は、図示省略したシリンダヘッドとロッカカバーの前端に跨って取り付けられて、駆動プレート2と組付角調整機構4の前面とその周域を覆うカバーである。
前記スペーサ8は、図3に示すように、円盤状の係止フランジ8aと、この係止フランジ8aの前端面から軸方向に延びる円管部8bと、同じく係止フランジ8aの前端面であって円管部8bの基端側から外径方向の3方に延びて軸方向と平行な圧入穴8cが形成された軸支持部8dとが形成されている。
また、前記スペーサ8には、油を供給する油供給孔8rが径方向に貫通形成されている。前記駆動プレート2は、中心に貫通穴2aが形成された円盤状に形成されており、前記スペーサ8に対して係止フランジ8aによって軸方向の変位を規制された状態で相対回転自在に組み付けられている。
更に、駆動プレート2の前端面には、貫通穴2aと外周とを結んで外径方向に3つのガイド溝2gが形成されており、前記ガイド溝2gは、前記軸支持部8dと同様に、周方向に120°毎に配置される。
前記組付角調整機構4は、カムシャフト134と駆動プレート2との前端部側に配置されて、カムシャフト134と駆動プレート2との組付相対角度を変更するものである。この組付角調整機構4は、図3に示すように、3本のリンクアーム14を有している。
前記リンクアーム14は、前記スペーサ8の圧入穴8cにきつく圧入された回動ピン81に対して回動穴14を装着して、回動ピン81を中心に回動可能に取り付けられている。
上記構成において、円筒部14aが外力を受けてガイド溝2gに沿って径方向にスライド変位すると、リンクアーム14によるリンク作用により回動ピン81が前記円筒部14aの径方向の変位量に応じた角度だけ周方向に移動することになるもので、この回動ピン81の変位によりカムシャフト134が駆動プレート2に対して相対回転することになる。
一方、図5に示すように、円筒部14aがガイド溝2gにおいて駆動プレート2の内周側に配置されているときには、回動ピン81が周方向に押されてガイド溝2gから離れるもので、この位置が最進角位置となる。
前記作動変換機構40は、リンクアーム14の円筒部14aに保持された球22と、前記駆動プレート2の前面に対向して同軸に設けられたガイドプレート24とを備え、このガイドプレート24の回転を前記リンクアーム14における円筒部14aの径方向の変位に変換する機構である。
また、前記渦巻状ガイド溝28は、図4,5に示すように、駆動プレート2の回転方向Rに沿って次第に縮径するように形成されている。
前記増減速機構41は、前記ガイドプレート24を駆動プレート2に対して増速及び減速、即ち、ガイドプレート24を駆動プレート2に対して回転方向R側に移動(増速)させたり、ガイドプレート24を駆動プレート2に対して回転方向Rとは反対側に移動(減速)させたりするものであり、遊星歯車機構25と第1電磁ブレーキ26と第2電磁ブレーキ27とを備えている。
図2,図3に示すように、前記サンギヤ30は、ガイドプレート24の前面側の内周に一体的に形成されている。
前記プラネタリギヤ33は、前記スペーサ8の前端部に固定されたキャリアプレート32に回転自在に支持されている。
尚、前記キャリアプレート32は、前記スペーサ8の前端部に嵌合されて、ワッシャ37を前端部に当接させた状態でボルト9を貫通させてカムシャフト134に締結させて固定されている。
また、前記サンギヤ30が一体に形成されたガイドプレート24の外周にも、前方を向いた制動面36bを有した制動プレート36が溶接や嵌合などにより固定されている。
従って、前記遊星歯車機構25は、プラネタリギヤ33が自転せずにキャリアプレート32と共に公転したとすると、第1電磁ブレーキ26ならびに第2電磁ブレーキ27が非作動状態では、サンギヤ30とリングギヤ31はフリー状態で同速回転する。
一方、第2電磁ブレーキ27のみを制動作動すると、リングギヤ31のみに制動力が付与され、リングギヤ31がキャリアプレート32に対して遅れ方向に相対回転することによってプラネタリギヤ33が自転し、このプラネタリギヤ33の自転がサンギヤ30を増速させ、ガイドプレート24を駆動プレート2に対して回転方向R側に相対回転し、駆動プレート2とカムシャフト134とが図4に示す遅角方向に相対回転することになる。
前記第1電磁ブレーキ26及び第2電磁ブレーキ27は、それぞれ前述した制動プレート36,35の制動面36b,35bに対向するよう内外2重に配置されて、前記VTCカバー6の裏面にピン26p,27pによって回転のみを規制された浮動状態で支持された円管部材26r,27rを有している。
また、各円管部材26r,27r及び各制動プレート35,36は、コイル26c,27cへの通電時に磁界を形成するために鉄などの磁性体により形成されている。
前記遊星歯車機構25の出力要素としてのサンギヤ30が設けられたガイドプレート24と駆動プレート2の相対回動は、最遅角位置および最進角位置において組付角ストッパ60により規制されるようになっている。
ところで、上述した前記作動変換機構40は、リンクアーム14の円筒部14aの位置を保持して、駆動プレート2とカムシャフト134との相対組付位置が変動しない構成となっているもので、その構成について説明する。
前記リンクアーム14の円筒部14aは、径方向ガイドとしてのガイド溝2gに沿って径方向に案内されているとともに、円筒部14aから前面に突出した球22が、渦巻状ガイド溝28に係合されているため、各リンクアーム14を介して入力される力Fは、ガイド溝2gの左右の壁とガイドプレート24の渦巻状ガイド溝28とによって支持される。
尚、前記力Fは、外径方向に作用することに限られず、逆向きの内径方向に作用することもあるが、このとき分力FA,FBは渦巻状ガイド溝28の内周側の壁と、ガイド構2gの他方側とに略直角の向きに受け止められる。
更に、上述のように、リングギヤ31の回転を第2電磁ブレーキ27により制動するにあたり、瞬時に回転を規制するのではなく所定量の回転を許しながら制動を行うもので、この回転量が所定量となると遊星歯車ストッパ90によりリングギヤ31の回転が規制されるようになっている。
これにより、ガイドプレート24に制動力が作用してガイドプレート24は駆動プレート2に対して回転方向Rとは反対方向に回動し、カムシャフト134は進角側に組付角度が変位される。
前記ECU114は、クランクシャフト120に対するカムシャフト134の目標進角値(目標の回転位相差)をバルブタイミングの目標値として設定し、クランク角センサ117の検出信号とカムセンサ132の検出信号とから検出される実際の進角値と前記目標値との偏差及び偏差の方向に基づいて、前記第1電磁ブレーキ26及び第2電磁ブレーキ27への通電をフィードバック制御し、実際の進角値が目標の進角値に一致すると、両電磁ブレーキ26,27への通電を停止させて、そのときの進角位置を維持させる。
以下に、本発明が適用される第2実施形態におけるVTC113の構成を、図6〜図12に基づいて説明する。
図6に示すように、前記VTC113は、前記吸気側のカムシャフト134と、このカムシャフト134の前端部に必要に応じて相対回動できるように組み付けられ、チェーン(図示せず)を介してクランクシャフト120に連係されるタイミングスプロケット302を外周に有する駆動リング303と、この駆動リング303とカムシャフト134の前方側(図6中左側)に配置されて、両者303,301の組付角を操作する組付角操作機構304と、この組付角操作機構304のさらに前方側に配置されて、同機構304を駆動する操作力付与手段305と、内燃機関の図外のシリンダヘッドとヘッドカバーの前面に跨って取り付けられて組付角操作機構304と操作力付与手段305の前面と周域を覆う図外のVTCカバーと、を備えている。
そして、駆動リング303の前面(カムシャフト134と逆側の面)には、図7に示すように、対面する平行な側壁を有する3個の径方向溝308(径方向ガイド)が駆動リング303のほぼ半径方向に沿うように形成されている。
各レバー309には、リンク311の基端がピン312によって軸支連結され、各リンク311の先端には前記各径方向溝308に摺動自由に係合する円柱状の突出部313が一体に形成されている。
なお、この実施形態においては、リンク311の先端の突出部313と係合ピン316、コイルばね317等とによって径方向に変位可能な可動案内部が構成されている。
この中間回転体318のフランジ壁318aの後面側には、断面半円状の前述の渦巻き溝315が形成され、この渦巻き溝315に、前記各リンク311の先端の係合ピン316が転動自在に案内係合されている。
従って、各リンク311先端の係合ピン316が渦巻き溝315に係合した状態において、中間回転体318が駆動リング303に対して遅れ方向に相対回転すると、リンク311の先端部は径方向溝308に案内されつつ、渦巻き溝315の渦巻き形状に誘導されて半径方向内側に移動し、逆に、中間回転体318が進み方向に相対変位すると、半径方向外側に移動する。
この組付角操作機構304は、操作力付与手段305から中間回転体318にカムシャフト134に対する相対的な回動操作力が入力されると、その操作力が渦巻き溝315と係合ピン316の係合部を通してリンク311の先端を径方向に変位させ、このときリンク311とレバー309の作用によって駆動リンク303と従動軸部材307に相対的な回動力を伝達する。
一方、ヒステリシスブレーキ320は、中間回転体318の前端部にリテーナプレート322を介して取り付けられた有底円筒状のヒステリシスリング323と、非回転部材である図外のVTCカバーに回転を規制される状態で取り付けられた磁界制御手段としての電磁コイル324(アクチュエータ)と、電磁コイル324の磁気を誘導する磁気誘導部材であるコイルヨーク325と、を備え、電磁コイル324が機関の運転状態に応じて前記ECU114によって通電制御されるようになっている。
コイルヨーク325は、電磁コイル324を取り囲むように全体が略円筒形状に形成され、その内周面が軸受328を介して従動軸部材307の先端部に回転可能に支持されている。
また、図8に示すように、コイルヨーク325の両対向面326,327には夫々円周方向に沿って複数の凹凸が連続して形成され、これら凹凸のうちの凸部326a,327aが磁極(磁界発生部)を成すようになっている。
従って、両対向面326,327の近接する凸部326a,327a間には、電磁コイル24の励磁によって図11に示すような円周方向に傾きをもった向きの磁界が発生する。
ここで、このヒステリシスブレーキ320の作動原理を図12によって説明する。
尚、図12(a)は、ヒステリシスリング323(ヒステリシス材)に最初に磁界をかけた状態を示し、図12(b)は、上記(a)の状態からヒステリシスリング323を変位(回転)させた状態を示す。
この状態からヒステリシスリング323が図12(b)に示すように外力Fを受けて移動すると、外部磁界内をヒステリシスリング323が変位することになるため、このときヒステリシスリング323の内部の磁束は位相遅れをもち、ヒステリシスリング323の内部の磁束の向きは対向面326,327間の磁界の向きに対してずれる(傾斜する)ことになる。
この状態から電磁コイル324の励磁電流が減少して制動力が減少すると、ゼンマイばね319の付勢力によって中間回転体318が正方向に戻り回転し、渦巻き溝315による係合ピン316の誘導によってリンク311が上記と逆方向に揺動し、駆動リング303と従動軸部材307の組付角が遅角側に変更される。
前記ロックピン351は、ばね力によって中間回転体318に向けて突出する方向に付勢されており、ECU114で制御される電磁アクチュエータ353(又は電磁弁で供給油圧が制御される油圧アクチュエータ)により、前記ばね力に抗して駆動リング303側に引き戻されるようになっている。
しかし、前記ロック機構によってロックを行えば、機関の停止中に、始動時に要求される相対位相に対応する位置に固定されることになり、次回の始動時には、ロック状態のまま始動させれば、始動時に要求される相対位相(バルブタイミング)での機関運転を始動開始時から実現できることになる。
これら可変バルブタイミング機構におけるフィードバック制御は、可変バルブタイミング機構の作動特性(バルブタイミング)を、所定の規範応答モデルに対応した応答速度で収束するように制御する一方、動摩擦係数の変化による動特性の変動を抑制するための本発明に係る構成が付加される。
目標値算出部Aは、機関運転状態に基づいて、吸気バルブ105のバルブタイミングの目標値を算出する。
目標値変化量制限部Bは、前記目標値の変化量を制限する。
モデル追従制御部Cは、前記変化量を制限された目標値と、可変バルブタイミング機構VTC113によって制御される吸気バルブ105の制御量(バルブタイミング検出値)とに基づいて、規範応答モデルに基づいて設定された応答速度で目標値に追従するように操作量を算出して、可変バルブタイミング機構VTC113に出力する。
ステップS1では、吸気バルブ105のバルブタイミングの基本目標値θabを、機関運転状態(回転速度、負荷)に基づいて算出する。
ステップS2では、前記ステップS1で算出した基本目標値θabと、前回の最終的に設定されたフィードバック制御用の目標値θaaとの偏差dθa(=θab−θaa)、つまり、目標値変化量の絶対値|dθa|を算出する。
可変バルブタイミング機構による吸気バルブのバルブタイミング変化速度と、動摩擦係数との関係を図15に示す。バルブタイミングの変化速度dθが大きくなるほど、動摩擦係数が減少する。
そこで、図示のように、安定した挙動が確保される動摩擦係数の変化幅に制限するように許容上限応答速度を設定し、該許容上限応答速度に対応する許容目標値変化量を設定する。
また、動摩擦係数μkは、潤滑油温度については、所定温度までは温度の上昇に応じて潤滑油粘度が減少することによって減少するが、それより温度上昇すると油膜が薄くなることなどによって増大する。
図14に戻って、ステップS4では、ステップS2で算出した目標値変化量|dθa|が、前記許容目標値変化量dθaa以上あるかを判定する。
dθaが正の値と判定されたときは、ステップS6へ進み、前回のフィードバック制御用の目標値θaaoに、許容目標値変化量dθaaを加算した値を、今回のフィードバック制御用の目標値θaaとして設定する。
また、ステップS4で|dθa|<dθaaと判定されたときは、ステップS8へ進み、ステップS1で設定した基本目標値θabを、そのまま今回のフィードバック制御用の目標値θaaとして設定する。
詳細には、目標値θaaに対し規範応答モデルで設定された応答遅れを持たせた規範目標値を設定し、該規範目標値に追従するように可変バルブタイミング機構の動特性モデル(運動方程式)に基づいてフィードフォワード操作量を設定すると共に、前記規範目標値と検出値θrとの偏差に応じたフィードバック操作量(PID分)を設定し、前記フィードフォワード操作量とフィードバック操作量とを加算して出力する。これにより、目標値の変化に対し、所望の応答速度で追従するように制御される。
図18は、機関運転状態に基づいて設定される基本目標値θabが大きくステップ変化したときの様子を示す。目標値変化量dθaを許容目標値変化量dθaaで制限してフィードバック制御に用いる目標値θaaが得られる。
目標値変化量dθaが許容目標値変化量dθaaと等しく制限されているときは、実バルブタイミングの変化速度dθは、目標値の許容目標値変化量dθaaに応じた変化速度と一致する。規範応答モデルの応答速度は、目標値変化量dθa(dθaaで一定)に応じた所定時間(一定時間)遅れて目標値θaaに追従するからである。
目標値変化量dθaを許容目標値変化量dθaaより小さい変化開始時と収束付近では、
機関運転状態に基づいて設定される目標値θanに基づいて制御され、実変化速度が前記最大許容応答速度以下の範囲内で変化し、これに応じて動摩擦係数μkも変動するが、上述したように、この変化幅が小さく制限されているので、安定した挙動が確保される。
図19は、基本目標値θabが3回分変化するときのフィードバック制御用の目標値θaaを設定する様子を示す。
時刻t1での基本目標値θab1は、前回の目標値θaa0からの変化量が許容目標値変化量dθaaより小さいので、基本目標値θab1がそのままフィードバック制御用の目標値θaa1として設定される。
時刻t3では、基本目標値θab3の、その前の目標値θaa2からの変化量dθaが許容目標値変化量dθaaより小さいので、基本目標値θab3がそのままフィードバック制御用の目標値θaa3として設定される。
なお、潤滑油温度の検出は、簡易的には機関冷却水温度の検出で代用してもよい。
ただし、本発明は、吸気バルブまたは排気バルブの他の作動特性、例えば、リフト量や作動角を可変とする可変動弁機構に適用することもでき、上記効果が得られるものである。
303…駆動リング、318…中間回転体、351…ロックピン、352…ピン穴、353…電磁アクチュエータ
Claims (3)
- 内燃機関の吸気バルブまたは排気バルブの作動特性を可変な可変動弁機構を備え、前記作動特性の目標値を機関運転状態に基づいて設定し、所定の規範応答モデルに対応した応答速度で前記作動特性を目標値に収束させるように操作量を設定して、前記可変動弁機構に出力する可変動弁機構の制御装置において、
前記機関運転状態に基づく目標値と規範応答モデルに基づいて設定される応答速度が、前記可変動弁機構の動摩擦係数に応じて設定した許容上限応答速度より大きいときは、応答速度を許容上限応答速度とするように前記作動特性の目標値を修正し、該修正した目標値にしたがって操作量を設定する一方、
前記目標値の修正は、該目標値の変化量を制限することにより行い、
かつ、前記許容上限応答速度は、機関回転速度が高いほど低い値に設定することを特徴とする可変動弁機構の制御装置。 - 潤滑油温度が所定値のときの許容上限応答速度を最小とし、所定値との偏差が大きいほど許容上限応答速度を大きい値に設定することを特徴とする請求項1に記載の可変動弁機構の制御装置。
- 前記可変動弁機構は、吸気バルブまたは排気バルブの開弁時の作動角中心位相を可変とすることを特徴とする請求項1または請求項2に記載の可変動弁機構の制御装置。
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