JP2005016413A

JP2005016413A - Control device for variable valve timing mechanism

Info

Publication number: JP2005016413A
Application number: JP2003182162A
Authority: JP
Inventors: Tatsu Miyakoshi; 竜宮腰
Original assignee: Hitachi Unisia Automotive Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2003-06-26
Filing date: 2003-06-26
Publication date: 2005-01-20

Abstract

【課題】可変バルブタイミング機構の制御におけるオーバーシュートの発生を回避する。
【解決手段】クランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相の検出周期Ｔｒｅｆが可変バルブタイミング機構のアクチュエータに対するフィードバック制御周期Ｔｓよりも長い場合は、前記回転位相を検出するまでの回転位相変化速度Ｖθを算出し、前記回転位相を検出した後も前記回転位相変化速度Ｖθをもって回転位相が変化するものとしてその後の回転位相を推定し、この推定した回転位相θｐｒに基づいて前記アクチュエータをフィードバック制御する（Ｓ４３〜４６、４９、５０）。一方、前記検出周期Ｔｒｅｆが前記制御周期Ｔｓ以下である場合は、前記回転位相の検出値θｄｅｔに基づいて前記アクチュエータをフィードバック制御する（Ｓ４８〜５０）。
【選択図】図９Overshooting in control of a variable valve timing mechanism is avoided.
When the detection period Tref of the rotational phase of the camshaft relative to the crankshaft is longer than the feedback control period Ts for the actuator of the variable valve timing mechanism, a rotational phase change speed Vθ until the rotational phase is detected is calculated. After the rotation phase is detected, the subsequent rotation phase is estimated with the rotation phase change speed Vθ changing, and the actuator is feedback-controlled based on the estimated rotation phase θpr (S43 to 46). 49, 50). On the other hand, when the detection cycle Tref is equal to or shorter than the control cycle Ts, the actuator is feedback-controlled based on the rotation phase detection value θdet (S48-50).
[Selection] Figure 9

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、機関バルブ（吸気バルブ、排気バルブ）の開閉タイミング（バルブタイミング）を変化させる可変バルブタイミング機構の制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
内燃機関のクランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相を変化させることによって、吸気バルブ又は排気バルブのバルブタイミングを変化させる可変バルブタイミング機構の制御装置としては、特許文献１に開示されるようなものがある。
【０００３】
このものは、クランクシャフトの基準回転位置でクランク角信号を出力するクランク角センサと、カムシャフトの基準回転位置でカム信号を出力するカムセンサと、を備え、前記基準回転位置のずれ角に基づいて回転位相を検出し、この回転位相が目標になるように可変バルブタイミング機構をフィードバック制御するようにしている。
【０００４】
【特許文献１】
特開２０００−２９７６８６号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記従来の構成によると、一定のクランク角毎に回転位相が検出されることになるが、回転位相の検出結果に基づく可変バルブタイミング機構のフィードバック制御は、一般に微少単位時間毎に実行される。
【０００６】
このため、低回転時には、フィードバック制御の実行周期よりも回転位相の検出周期の方が長くなり、前記回転位相が更新される間は、同じ回転位相の検出結果に基づいて、すなわち、実際とは異なる回転位相に基づいてフィードバック制御が繰り返し行われてしまい、オーバーシュートが発生するおそれがあるという問題があった。
【０００７】
本発明は、このような従来の問題を解決するためになされたものであり、機関の低回転時で回転位相の検出周期が長くなった場合であっても、回転位相の検出結果に基づくフィードバック制御がオーバーシュートすることを回避できる可変バルブタイミング機構の制御装置を提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
このため、請求項１記載の発明は、クランクシャフトに対するカムシャフトの回転位相を検出し、この回転位相を検出するまでの第１回転位相変化速度を算出し、この第１回転位相変化速度に基づいて前記回転位相を検出した後の第２回転位相変化速度を推定し、この第２回転位相変化速度を用いて前記回転位相を検出した後の現在の回転位相を推定し、推定した現在の回転位相に基づいて可変バルブタイミング機構（のアクチュエータ）をフィードバック制御するようにした。
【０００９】
かかる構成によると、カムシャフトの基準回転位置が検出されると前記回転位相が検出されるが、その際、それまでの回転位相の変化速度（単位時間当たりの変化量）が第１回転位相変化速度として算出され、この第１回転位相変化速度に基づいて前記回転位相を検出した後における回転位相の変化速度が第２回転位相変化速度として推定される。そして、この第２回転位相変化速度をもって、その後の回転位相が変化するものとして現在の回転位相を推定し、この推定した結果が目標に一致するように可変バルブタイミング機構が制御される。
【００１０】
これにより、低回転時で回転位相の検出周期が長くなった場合でも、その間における回転位相の変化が推定されるから、実際の回転位相とかけ離れた大きな誤差を有する回転位相に基づいてアクチュエータがフィードバック制御されることなく、オーバーシュートの発生が回避される。
【００１１】
請求項２記載の発明では、所定周期毎に前記第１回転位相変化速度を算出し、算出した第１回転位相変化速度の今回値と、算出した第１回転位相変化速度の今回値と前回値との差と、に基づいて前記第２回転位相変化速度を推定し、この第２回転位相変化速度に前記第１回転位相変化速度を算出してから現在までの経過時間を乗算して現在の回転位相を推定するようにした。
【００１２】
かかる構成によると、前記第１回転位相変化速度は、所定周期毎（例えば、前記回転速度が検出される毎）に算出される。そして、前記第２回転位相変化速度は、算出された第１回転位相変化速度の今回値のみならず、この今回値と前回値との速度変化（今回値と前回値との差）をも考慮して推定され、この第２回転位相変化速度に、前記第１回転位相変化速度の今回値の算出（第１回転位相変化速度の算出が回転位相の検出毎に行われる場合には、回転位相の検出）から現在までの経過時間を乗算して現在の回転位相が推定される。
【００１３】
これにより、第１回転位相変化速度の算出後における回転位相の推定精度が向上して、オーバーシュートの発生をより効果的に回避できると共に、フィードバック制御の制御精度及び安定性を向上できる。
【００１４】
請求項３記載の発明は、前記第２回転位相変化速度が所定の制限値を超えるときは、前記第２回転位相変化速度に代えて前記所定の制限値を用いて現在の回転位相を推定するようにした。
【００１５】
かかる構成によると、推定された第２回転位相変化速度が所定値を超える大きな値となった場合には、あらかじめ設定した所定の制限値をもって、その後の回転位相が変化するもとして現在の回転位相が誤って推定される。
【００１６】
これにより、第２回転位相変化速度の算出結果に異常が発生した場合でも、現在の回転位相が誤って推定され、この誤った回転位相に基づくフィードバック制御をあらかじめ防止することができる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図に基づいて説明する。
図１は、実施形態における車両用内燃機関の構成図である。
【００１８】
この図１において、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。
【００１９】
燃焼排気は燃焼室１０６から排気バルブ１０７を介して排出され、フロント触媒１０８及びリア触媒１０９で浄化された後、大気中に放出される。
前記吸気バルブ１０５及び排気バルブ１０７は、それぞれ吸気側カムシャフト１３４、排気側カムシャフト１１０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、可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）１１３が設けられている。
【００２０】
このＶＴＣ１１３は、クランクシャフト１２０に対する吸気側カムシャフト１３４の回転位相を変化させることで、吸気バルブ１０５の開閉タイミングを変化させる機構であり、本実施形態では、後述するような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を採用する。
【００２１】
なお、本実施形態では吸気バルブ１０５側にのみＶＴＣ１１３を備える構成としたが、吸気バルブ１０５側に代えて、又は、吸気バルブ１０５側と共に、排気バルブ１０７側にＶＴＣ１１３を備える構成であっても良い。
【００２２】
また、各気筒の吸気ポート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、エンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）１１４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。
【００２３】
マイクロコンピュータを内蔵するＥＣＵ１１４には、各種センサからの検出信号が入力され、該検出信号に基づく演算処理によって、前記電子制御スロットル１０４、ＶＴＣ１１３及び燃料噴射弁１３１を制御する。
【００２４】
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からクランク角１８０°毎の基準回転位置で基準クランク角信号ＲＥＦを取り出すと共に単位クランク角度毎の単位角度信号ＰＯＳ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の冷却水温度を検出する水温センサ１１９、吸気側カムシャフト１３４からカム角９０°（クランク角１８０°）毎の基準回転位置でカム信号ＣＡＭを取り出すカムセンサ１３２が設けられている。
【００２５】
なお、前記基準クランク角信号ＲＥＦの周期、又は、単位時間当たりの単位角度信号ＰＯＳの発生数に基づいて、ＥＣＵ１１４において機関回転速度Ｎｅが算出される。
【００２６】
次に、前記ＶＴＣ１１３の構成を、図２〜図５に基づいて説明する。
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を含んで構成される。
【００２７】
前記駆動プレート２は、機関１０１（クランクシャフト１２０）から回転が伝達されて回転する部材であり、前記組付角調整機構４は、前記カムシャフト１３４と駆動プレート２との組付角度を変化させる機構であって、作動装置１５によって作動する。
【００２８】
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。
【００２９】
前記カムシャフト１３４の前端部（図２における左側）には、スペーサ８が嵌合され、更に、このスペーサ８は、カムシャフト１３４のフランジ部１３４ｆに貫通されるピン８０によって回転規制されている。
【００３０】
また、前記カムシャフト１３４には、径方向に油供給孔１３４ｒが複数貫通形成されている。
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。
【００３１】
尚、上記軸支持部８ｄ及び圧入穴８ｃは、図３に示すように、それぞれ周方向に１２０°毎に配置される。
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。
【００３２】
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。
【００３３】
また、駆動プレート２は、図３に示すように、その後部外周に、クランクシャフト１２０から図示省略したチェーンを介して回転が伝達されるタイミングスプロケット３が形成されている。
【００３４】
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。
【００３５】
また、駆動プレート２の前端面の外周部には、円環状のカバー部材２ｃが溶接或いは圧入により固定されている。
本実施形態において、従動回転体は、カムシャフト１３４及びスペーサ８によって構成され、駆動回転体は、タイミングスプロケット３を含む駆動プレート２によって構成される。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
前記各リンクアーム１４は、先端部にスライド部としての円筒部１４ａが設けられ、また、この円筒部１４ａから外径方向に延びるアーム部１４ｂが設けられている。
【００３８】
前記円筒部１４ａには、収容孔１４ｃが貫通して形成される一方、アーム部１４ｂの基端部には、回動部としての回動穴１４ｄが貫通して形成されている。
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。
【００３９】
一方、リンクアーム１４の円筒部１４ａは、前記駆動プレート２の径方向ガイドとしてのガイド溝２ｇに挿入されて、駆動プレート２に対して径方向に移動可能（スライド可能）に取り付けられている。
【００４０】
このような構成において、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。
【００４１】
図４及び図５は、前記組付角調整機構４の作動を示すもので、図４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の外周側に配置されているときには、基端部の回動ピン８１がガイド溝２ｇに近い位置に引っ張られているもので、この位置が最遅角位置となる。
【００４２】
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。
【００４３】
上記組付角調整機構４における前記円筒部１４ａの径方向への移動は、前記作動装置１５により行われ、この作動装置１５は、作動変換機構４０と増減速機構４１とを備えている。
【００４４】
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。
【００４５】
前記ガイドプレート２４は、前記スペーサ８の円管部８ｂの外周に金属系のブッシュ２３を介して相対回転可能に支持されている。
また、前記ガイドプレート２４の後面には、断面略半円状で周方向の変位に伴って径方向に変位するガイドとしての渦巻状ガイド溝２８が形成され、かつ、径方向の中間部には、油の供給を行う油供給孔２４ｒが前後方向に貫通して形成されている。
【００４６】
前記渦巻状ガイド溝２８には、前記球２２が係合されている。
即ち、前記リンクアーム１４の円筒部１４ａに設けられた収容孔１４ｃには、図２及び図３に示すように、円盤状の支持パネル２２ａと、コイルスプリング２２ｂ（弾性体）と、リテーナ２２ｃと、球２２（球状部材）とが順に挿入されている。
【００４７】
また、前記リテーナ２２ｃは、前端部に球２２が飛び出した状態で支持する椀状の支持凹部２２ｄが形成されていると共に、外周に前記コイルスプリング２２ｂが着座するフランジ２２ｆが形成されている。
【００４８】
そして、図２に示す組付状態では、コイルスプリング２２ｂが圧縮され、支持パネル２２ａが駆動プレート２の前面に押し付けられ、かつ、前記球２２が渦巻状ガイド溝２８に押し付けられて上下方向で係合すると共に、渦巻状ガイド溝２８の延在方向には相対移動可能となっている。
【００４９】
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。
従って、前記作動変換機構４０は、前記球２２が渦巻状ガイド溝２８に係合した状態で、ガイドプレート２４が駆動プレート２に対して回転方向Ｒに相対回転すると、球２２が渦巻状ガイド溝２８の渦巻形状に沿って半径方向外側に移動し、これによりスライド部としての円筒部１４ａが、図４に示す外径方向に移動し、リンクアーム１４に連結された回動ピン８１がガイド溝２ｇに近づくように引きつけられ、カムシャフト１３４は遅角方向に移動する。
【００５０】
逆に、上記状態からガイドプレート２４が駆動プレート２に対して回転方向Ｒとは逆方向に相対回転すると、球２２は渦巻状ガイド溝２８の渦巻形状に沿って半径方向内側に移動し、これによりスライド部としての円筒部１４ａが、図５に示す内径方向に移動し、リンクアーム１４に連結された回動ピン８１がガイド溝２ｇから離れる方向に押され、この場合、カムシャフト１３４は進角方向に移動する。
【００５１】
次に、増減速機構４１について詳細に説明する。
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。
【００５２】
前記遊星歯車機構２５は、サンギヤ３０と、リングギヤ３１と、両ギヤ３０，３１に噛み合わされたプラネタリギヤ３３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。
【００５３】
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。
また、前記リングギヤ３１は、前記キャリアプレート３２の外側に回転自在に支持された環状の回転体３４の内周に形成されている。
【００５４】
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。
【００５５】
また、前記回転体３４の前端面には、前方を向いた制動面３５ｂを有した制動プレート３５がねじで固定されている。
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。
【００５６】
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。
【００５７】
この状態から第１電磁ブレーキ２６のみを制動作動すると、ガイドプレート２４がキャリアプレート３２に対して（カムシャフト１３４に対して）遅れる方向（図４、５のＲ方向とは逆方向）に相対回転し、駆動プレート２とカムシャフト１３４とが、図５に示す進角方向に相対変位することになる。
【００５８】
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。
【００５９】
なお、本実施形態において、キャリアプレート３２が入力要素であり、サンギヤ３０が出力要素であり、リングギヤ３１がフリー要素となる。
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。
【００６０】
これらの円管部材２６ｒ、２７ｒには、コイル２６ｃ、２７ｃが収容されていると共に、各コイル２６ｃ、２７ｃへの通電時に各制動面３５ｂ、３６ｂに押し付けられる摩擦材２６ｂ、２７ｂが装着されている。
【００６１】
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。
【００６２】
それに対して、前記ＶＴＣカバー６は、通電時に磁束の漏れを生じさせないために、また、摩擦材２６ｂ、２７ｂは、永久磁石化して非通電時に制動プレート３５、３６に貼り付くのを防止するために、アルミなどの非磁性体により形成されている。
【００６３】
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。
【００６４】
更に、前記遊星歯車機構２５において、リングギヤ３１と一体的に設けられている制動プレート３５と、キャリアプレート３２との間には、遊星歯車ストッパ９０が設けられている。
【００６５】
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。
【００６６】
前記駆動プレート２からカムシャフト１３４には、リンクアーム１４およびスペーサ８を介して駆動トルクが伝達されるが、カムシャフト１３４からリンクアーム１４には、機関バルブ（吸気バルブ１０５）からの反力によるカムシャフト１３４の変動トルクが、回動ピン８１からリンクアーム１４の両端の枢支点を結ぶ方向の力Ｆとして入力される。
【００６７】
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共に、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。
【００６８】
従って、リンクアーム１４に入力された力Ｆは互いに直交する二つの分力ＦＡ、ＦＢに分解されるが、これらの分力ＦＡ、ＦＢは、渦巻状ガイド構２８の外周側の壁と、ガイド溝２ｇの一方の壁とに略直交する向きで受け止められ、リンクアーム１４の円筒部１４ａがガイド溝２ｇに沿って移動することが阻止され、これにより、リンクアーム１４が回動することが阻止される。
【００６９】
よって、各電磁ブレーキ２６、２７の制動力によってガイドプレート２４が回動されてリンクアーム１４が所定の位置に回動操作された後には、基本的には制動力を付与し続けなくてもリンクアーム１４の位置を維持、つまり、駆動プレート２とカムシャフト１３４の回転位相をそのまま保持することができる。
【００７０】
なお、前記リンクアーム１４に入力された力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、このときの分力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。
【００７１】
ここで、上記ＶＴＣ１１３の作用を説明する。
クランクシャフト１２０とカムシャフト１３４の回転位相を遅角側に制御する場合には、第２電磁ブレーキ２７に通電する。
【００７２】
第２電磁ブレーキ２７に通電すると、第２電磁ブレーキ２７の摩擦材２７ｂが制動プレート３５に摩擦接触し、遊星歯車機構２５のリングギヤ３１に制動力が作用し、タイミングスプロケット３の回転に伴ってサンギヤ３０が増速回転される。
【００７３】
このサンギヤ３０の増速回転によりガイドプレート２４が駆動プレート２に対して回転方向Ｒ側に回転させられ、これに伴ってリンクアーム１４に支持された球２２が渦巻状ガイド溝２８の外周側に移動する。
【００７４】
この遅角側への移動は、組付角ストッパ６０により図４に示す最遅角位置において規制される。
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。
【００７５】
一方、カムシャフト１３４の組付角度を進角方向に変位させるときには、第１ブレーキ２６に通電する。
これにより、ガイドプレート２４に制動力が作用することで、ガイドプレート２４が駆動プレート２に対して回転方向Ｒとは反対方向に回動して、カムシャフト１３４は進角側に組付角度が変位される。
【００７６】
この進角側への移動は、組付角ストッパ６０により図５に示す最進角位置において規制される。
更に、ガイドプレート２４の回転が規制されると、プラネタリギヤ３３が自転してリングギヤ３１が増速回転されるが、この回転量が所定量となると遊星歯車ストッパ９０により回転が規制される。
【００７７】
そして、前記ＥＣＵ１１４は、クランクシャフト１２０に対するカムシャフト１３４の目標回転位相（目標進角値）θｔｇを機関の運転条件（負荷・回転）に基づいて設定する一方、現在の回転位相（進角値）θｎｏｗを求め、この現在の回転位相θｎｏｗが前記目標回転位相θｔｇに一致するように、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する。以下、かかるフィードバック制御について説明する。
【００７８】
図６〜８は、回転位相を検出するためのフローチャートである。
図６は、単位角度信号ＰＯＳのカウント値ＣＰＯＳのリセット処理を行うフローチャートであり、クランク角センサ１１７から基準クランク信号ＲＥＦが出力されると実行される。
【００７９】
図６において、Ｓ１１ではクランク角センサ１１７からの単位角度信号ＰＯＳのカウント値ＣＰＯＳを０とする。
図７は、単位角度信号ＰＯＳのカウント値ＣＰＯＳのカウントアップ処理を行うフローチャートであり、クランク角センサ１１７から単位角度信号ＰＯＳが出力されると実行される。図７において、Ｓ２１ではカウント値ＣＰＯＳを１アップする。
【００８０】
以上の図６、７のフローにより、前記カウント値ＣＰＯＳは基準クランク角信号ＲＥＦの発生時に０にリセットされ、その後の単位角度信号ＰＯＳの発生数を計数した値となる。
【００８１】
図８は、回転位相を検出するフローチャートであり、カムセンサ１３２からカム信号ＣＡＭが出力されると実行される。図９において、Ｓ３１では、基準クランク角信号ＲＥＦの発生からカム信号ＣＡＭの発生までの前記カウント値ＣＰＯＳを読み込む。
【００８２】
Ｓ３２では、読み込んだカウント値ＣＰＯＳに基づいてクランクシャフト１２０に対するカムシャフト１３４の回転位相（回転位相検出値）θｄｅｔを検出する。
【００８３】
つまり、クランクシャフト１２０の対するカムシャフト１３４の回転位相検出値θｄｅｔは、カム信号ＣＡＭが出力される毎（クランク角１８０°毎）に検出されることになる。
【００８４】
図９は、ＶＴＣ１１３のフィードバック制御のフローチャートであり、所定の微少時間（例えば、１０ｍｓｅｃ）ごとに実行される。
図９において、Ｓ４１では、前記回転位相検出値θｄｅｔを読み込む。
【００８５】
Ｓ４２では、カム信号ＣＡＭの出力間隔（前回のカム信号ＣＡＭの出力から今回のカム信号ＣＡＭが出力までの時間、すなわち、回転位相検出値θｄｅｔの検出間隔）Ｔｒｅｆを次式により算出する。
【００８６】
Ｔｒｅｆ＝１／［（Ｎｅ／６０）＊ｎ］（ｓｅｃ）
但し、ｎは、エンジン１回転で検出可能なカム信号の回数（２回）である。
Ｓ４３では、前記出力間隔Ｔｒｅｆとフィードバック制御周期Ｔｓとを比較する。出力間隔Ｔｒｅｆがフィードバック制御周期Ｔｓよりも大きい場合は、Ｓ４４に進む。
【００８７】
Ｓ４４では、前記回転位相検出値の今回値θｄｅｔと前回値θｄｅｔ（−１）とに基づいて、次式のようにして、回転位相の単位時間当たりの変化量、すなわち、回転位相変化速度（本発明に係る第１回転位相変化速度に相当する）Ｖθを算出する。
【００８８】
Ｖθ＝｛θｄｅｔ−θｄｅｔ（−１）｝／Ｔｒｅｆ（ｄｅｇＣＡ／ｓｅｃ）
Ｓ４５では、以下の条件に従って、回転位相の推定に用いる回転位相変化速度Ｖθｓを設定する。
【００８９】
Ｖθｓ＝Ｖθ （│Ｖθ│≦Ｖθ＿ｌｉｍ）
Ｖθｓ＝Ｖθ＿ｌｉｍ（│Ｖθ│＞Ｖθ＿ｌｉｍ）
但し、Ｖθ＿ｌｉｍは、回転位相変化速度の制限値（例えば、ＶＴＣ１１３が応答可能な最大値）である。
【００９０】
すなわち、回転位相検出後においても、その直前の回転位相変化速度Ｖθをもって回転位相が変化するものと推定する。
Ｓ４６では、次式により現在の回転位相を推定する。
【００９１】
θｐｒ（回転位相推定値）＝θｐｒ（−１）＋θｖｓ＊Ｔｓ
但し、θｐｒ（−１）は回転位相推定値の前回値である。
Ｓ４７では、回転位相推定値θｐｒを現在の回転位相θｎｏｗとする。
【００９２】
一方、Ｓ４３において、出力間隔Ｔｒｅｆがフィードバック制御周期Ｔｓ以下の場合はＳ４８に進み、回転位相検出値θｄｅｔを現在の回転位相θｎｏｗとする。
【００９３】
Ｓ４９では、機関の運転状態（負荷・回転）に基づいて目標回転位相θｔｇを設定する。
そして、Ｓ５０では、現在の目標回転位相θｎｏｗが、機関の運転条件に基づいて設定される目標回転位相θｔｇに一致するように、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する。
【００９４】
図１０は、かかる制御内容を説明するための図（タイムチャート）である。
図１０に示すように、従来のように回転位相検出値に基づくフィードバック制御を実行すると、前記出力間隔時間Ｔｒｅｆがフィードバック制御周期Ｔｓよりも大きい場合は、実際の回転位相（一点鎖線）が刻々と変化しているにもかかわらず、同一の回転位相検出値（破線）に基づいてフィードバック制御が繰り返し行われることになる。このため、制御に用いる回転位相（検出値）と実際の回転位相と誤差が大きくなり、オーバーシュートが発生するなど制御が悪化することになる。
【００９５】
これに対して、本実施形態では、フィードバック制御に用いる推定回転位相（実線）は、低回転時で前記出力間隔時間Ｔｒｅｆが大きくなった場合には、回転位相検出値の前回値から今回値までの変化と同様に変化するものとして、フィードバック制御周期Ｔｓごとに算出、更新される回転位相推定値θｐｒ（実線）に基づいてフィードバック制御を行うので、制御に用いる回転位相（推定値）と実際の回転位相との誤差を抑制することができ、フィードバック制御を精度よく、かつ安定して行えることになる。
【００９６】
また、算出した回転位相変化速度Ｖθが制限値Ｖθ＿ｌｉｍよりも大きいときは、回転位相の推定に際し、この制限値Ｖθ＿ｌｉｍを用いるようにしているので、誤って過大な回転位相が推定されることをあらかじめ防止できる。
【００９７】
なお、本実施形態においては、回転位相検出値の今回値θｄｅｔと前回値θｄｅｔ（−１）とに基づいて回転位相変化速度Ｖθを算出するようにしているが、これに限られるものではなく、更に前々回θｄｅｔ（−２）をも含めるなど過去の回転位相検出値を複数個考慮して前記回転速度変化速度Ｖθを算出するようにしてもよい。
【００９８】
次に、本発明の第２実施形態について説明する。
この実施形態は、基本的には前記第１実施形態と同様であるが、前記回転位相変化速度の算出方法が異なるので、かかる部分のみを説明する。
【００９９】
図１１は、第２実施形態におけるＶＴＣ１１３のフィードバック制御のフローチャートであり、第１実施形態と同様、所定の微少時間（例えば、１０ｍｓｅｃ）ごとに実行される。
【０１００】
図１１において、Ｓ５１〜５４は、前記図９のＳ４１〜４４と同じである。
Ｓ５５では、前記回転位相を検出した後の推定回転位相変化速度（本発明に係る第２回転位相変化速度に相当する）Ｖθｐｒを次式により算出する。
【０１０１】
Ｖθｐｒ＝Ｖθ＋ｋ＊｛Ｖθ−Ｖθ（−１）｝
但し、Ｖθ（−１）は回転位相変化速度の前回値、ｋは定数である。
Ｓ５６では、Ｓ４５と同様、以下の条件に従って、回転位相の推定に用いる回転位相変化速度Ｖθｓを設定する。
【０１０２】
Ｖθｓ＝Ｖθｐｒ（│Ｖθｐｒ│≦Ｖθ＿ｌｉｍ）
Ｖθｓ＝Ｖθ＿ｌｉｍ（│Ｖθｐｒ│＞Ｖθ＿ｌｉｍ）
Ｓ５７では、回転位相推定値θｐｒを算出し、Ｓ５８では、この回転位相推定値θｐｒを現在の回転位相θｎｏｗとする。一方、Ｓ５３において、出力間隔Ｔｒｅｆがフィードバック制御周期Ｔｓ以下の場合はＳ５９に進み、回転位相検出値θｄｅｔを現在の回転位相θｎｏｗとする。
【０１０３】
そして、Ｓ６０において目標回転位相θｔｇを設定し、Ｓ６１において、現在の目標回転位相θｎｏｗが、機関の運転条件に基づいて設定される目標回転位相θｔｇに一致するように、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する。
【０１０４】
この実施形態では、直前に算出された回転位相変化速度Ｖθと、この直前に算出された回転位相変化速度Ｖθと前回算出された回転位相変化速度Ｖθ（−１）との偏差と、に基づいて推定回転位相変化速度Ｖθｐｒを算出し、この推定回転位相変化速度Ｖθｐｒに経過時間（フィードバック制御周期Ｔｓ）を乗算して現在の回転位相を推定するので、回転位相の実際の変化状態に精度よく対応させつつ現在の回転位相θｐｒを推定できる。これにより、図１２に示すように、直前に算出された回転位相変化速度Ｖθのみを用いた場合よりも、更にフィードバック制御を精度よく実行できる。
【０１０５】
次に本発明の第３実施形態について説明する。
この実施形態は、前回算出された回転位相変化速度Ｖθ（−１）が略０となる場合には、前記第１実施形態と同様に回転位相を推定し、それ以外の場合には、前記第２実施形態と同様に回転位相を推定するようにしたものである。
【０１０６】
図１３は、第３実施形態におけるＶＴＣ１１３のフィードバック制御のフローチャートであり、第１、２実施形態と同様、所定の微少時間（例えば、１０ｍｓｅｃ）ごとに実行される。
【０１０７】
図１３において、Ｓ７１〜７４は、前記図９のＳ４１〜４４と同じである。
Ｓ７５では、回転位相変化速度の前回値の絶対値│Ｖθ（−１）│が所定の値Ａ（≒０）より小さいか否かを判定する。│Ｖθ（−１）│＜Ａ、すなわち、前回算出された回転位相変化速度Ｖθ（−１）がほぼ０であれば、Ｓ７６に進み、図９のＳ４５と同様にして、回転位相の推定に用いる回転位相変化速度Ｖθｓを設定する。
【０１０８】
│Ｖθ（−１）│≧Ａであれば、Ｓ７７に進み、図１１のＳ５５と同様に推定回転位相変化速度Ｖθｐｒを算出し、Ｓ７８において、図１１のＳ５６と同様に回転位相の推定に用いる回転位相変化速度Ｖθｓを設定する。
【０１０９】
Ｓ７９では、図９のＳ４６、図１１のＳ５７と同様に、回転位相推定値θｐｒを算出し、Ｓ８０では、この回転位相推定値θｐｒを現在の回転位相θｎｏｗとする。一方、Ｓ７３において、出力間隔Ｔｒｅｆがフィードバック制御周期Ｔｓ以下の場合はＳ８１に進み、回転位相検出値θｄｅｔを現在の回転位相θｎｏｗとする。
【０１１０】
そして、Ｓ８２において目標回転位相θｔｇを設定し、Ｓ８３において、現在の目標回転位相θｎｏｗが、機関の運転条件に基づいて設定される目標回転位相θｔｇに一致するように、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する。
【０１１１】
この実施形態によれば、前回算出された回転位相変化速度Ｖθ（−１）がほぼ０のときとそれ以外のときとで、回転位相の推定に用いる回転位相変化速度Ｖθｓを異なる方法で算出（設定）するようにしたので、Ｖθ（−１）≒０の場合に、回転位相変化速度Ｖθｓが無条件に大きく見積もられてしまうことを回避して、過大な回転位相が推定されることを防止しつつ、可能な限り回転位相の実際の変化状態に精度よく対応させて現在の回転位相θｐｒを推定できる。
【０１１２】
更に、以上説明した実施形態から把握し得る請求項以外の技術的思想について、その効果と共に以下に記載する。
（イ）請求項１又は請求項２記載の可変バルブタイミング機構の制御装置において、前記回転位相推定手段は、前記回転位相検出手段が前記回転位相を検出する毎に前記第１回転位相変化速度を算出することを特徴とする。
【０１１３】
このようにすると、検出された回転位相の前回値から今回値までの単位時間当たりの回転位相変化量が第１回転位相変化速度として算出するので、直前に検出された２つの回転位相とその検出周期とから容易に第１回転位相変化速度を算出できる。
（ロ）請求項１又は上記（イ）記載の可変バルブタイミング機構の制御装置において、前記回転位相推定手段は、前記第１回転位相変化速度をそのまま前記第２回転位相変化速度とすることを特徴とする。
【０１１４】
このようにすると、回転位相を検出するまでの回転位相変化速度が、回転位相を検出した後においてもそのまま維持されるものとして現在の回転位相が推定される。これにより、低回転時に回転位相の検出周期が長くなった場合でも、比較的簡単な構成によって、その間における回転位相の変化を推定しつつフィードバック制御を行うことができ、オーバーシュートの発生を回避して精度のよい安定した制御を実現できる。
（ハ）請求項１〜３、上記（イ）、（ロ）のいずれか１つに記載の可変バルブタイミング機構の制御装置において、前記回転位相推定手段は、前記制御手段が前記アクチュエータを制御する制御周期毎に前記現在の回転位相を推定し、更新することを特徴とする。
【０１１５】
このようにすれば、回転位相を検出してからの経過時間を計測することなく、前記第２回転位相変化速度に、アクチュエータに対する制御周期（フィードバック制御周期）を乗算し、これを積算していくことで、回転位相の検出周期が長くなっても、その間における回転位相の変化を容易に推定できる。
（ニ）請求項２記載の可変バルブタイミング機構の制御装置において、前記回転位相推定手段は、前記第１回転位相変化速度の前回値が略０であるときは、前記第１回転位相変化速度をそのまま前記第２回転位相変化速度とすることを特徴とする。
【０１１６】
このようにすると、第１回転位相変化速度の前回値が略０であるとき、すなわち、回転位相が変化する初期の状態では、算出した第１回転位相変化速度に基づいて現在の回転位相が推定される。これにより、回転位相の検出周期が長くなっても、その間における回転位相の変化を推定できると共に、特に、回転位相変化の初期の段階において第２回転位相変化速度が大きく見積もられてしまい、過大な回転位相が推定されることを防止できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施形態における内燃機関のシステム構成図である
【図２】実施形態における可変バルブタイミング機構を示す断面図である。
【図３】上記可変バルブタイミング機構の分解斜視図である。
【図４】上記可変バルブタイミング機構の要部の作動を示す図２のＡ−Ａ断面図である。
【図５】上記可変バルブタイミング機構の要部の作動を示す図２のＡ−Ａ断面図である。
【図６】基準クランク角信号ＲＥＦ毎のＣＰＯＳリセット処理を示すフローチャートである。
【図７】単位角度信号ＰＯＳ毎のＣＰＯＳのカウントアップ処理を示すフローチャートである。
【図８】カム信号ＣＡＭ毎の進角値θｄｅｔの検出処理を示すフローチャートである。
【図９】第１実施形態に係る可変バルブタイミング機構のフィードバック制御を示すフローチャートである。
【図１０】第１実施形態における回転位相検出値θｄｅｔ、回転位相推定値θｐｒ、実際の回転位相の関係を示す図（タイムチャート）である。
【図１１】第２実施形態に係る可変バルブタイミング機構のフィードバック制御を示すフローチャートである。
【図１２】第２実施形態における回転位相検出値θｄｅｔ、回転位相推定値θｐｒ、実際の回転位相の関係を示す図（タイムチャート）である。
【図１３】第３実施形態に係る可変バルブタイミング機構のフィードバック制御を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１０１…内燃機関、１０５…吸気バルブ、１１３…可変バルブタイミング機構ＶＴＣ、１１４…エンジンコントロールユニット、１１７…クランク角センサ、１２０…クランクシャフト、１３２…カムセンサ、１３４…カムシャフト[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a variable valve timing mechanism that changes opening / closing timing (valve timing) of an engine valve (intake valve, exhaust valve).
[0002]
[Prior art]
As a control device for a variable valve timing mechanism that changes the valve timing of an intake valve or an exhaust valve by changing the rotational phase of a camshaft with respect to a crankshaft of an internal combustion engine, there is one disclosed in Patent Document 1. .
[0003]
This includes a crank angle sensor that outputs a crank angle signal at a reference rotational position of the crankshaft, and a cam sensor that outputs a cam signal at a reference rotational position of the camshaft, based on a deviation angle of the reference rotational position. The rotational phase is detected, and the variable valve timing mechanism is feedback-controlled so that the rotational phase becomes a target.
[0004]
[Patent Document 1]
JP 2000-297686 A
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, according to the above-described conventional configuration, the rotation phase is detected at every constant crank angle. However, feedback control of the variable valve timing mechanism based on the detection result of the rotation phase is generally executed every minute unit time. The
[0006]
For this reason, at the time of low rotation, the detection phase of the rotation phase is longer than the execution cycle of the feedback control, and while the rotation phase is updated, based on the same rotation phase detection result, that is, what is actually There has been a problem that feedback control is repeatedly performed based on different rotational phases, which may cause overshoot.
[0007]
The present invention has been made to solve such a conventional problem, and even when the detection phase of the rotation phase becomes long at the time of low engine rotation, feedback based on the detection result of the rotation phase is provided. An object of the present invention is to provide a control device for a variable valve timing mechanism that can avoid overshooting of control.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
For this reason, the invention according to claim 1 detects the rotational phase of the camshaft relative to the crankshaft, calculates the first rotational phase change speed until the rotational phase is detected, and based on the first rotational phase change speed. The second rotation phase change speed after detecting the rotation phase is estimated, the current rotation phase after detecting the rotation phase is estimated using the second rotation phase change speed, and the estimated current rotation The variable valve timing mechanism (actuator) is feedback controlled based on the phase.
[0009]
According to such a configuration, when the reference rotational position of the camshaft is detected, the rotational phase is detected. At this time, the rotational speed change rate (change amount per unit time) up to that time is the first rotational phase change. It is calculated as a speed, and the rotational phase change speed after detecting the rotational phase based on the first rotational phase change speed is estimated as the second rotational phase change speed. Then, the current rotational phase is estimated with the second rotational phase change speed as the subsequent rotational phase changes, and the variable valve timing mechanism is controlled so that the estimated result matches the target.
[0010]
As a result, even if the rotation phase detection cycle becomes long at low rotation, the change in the rotation phase is estimated during that period, so the actuator feeds back based on the rotation phase that has a large error far from the actual rotation phase. The occurrence of overshoot is avoided without being controlled.
[0011]
According to a second aspect of the present invention, the first rotational phase change speed is calculated every predetermined period, the current value of the calculated first rotational phase change speed, the calculated current value of the first rotational phase change speed, and the previous value. The second rotational phase change speed is estimated based on the difference between the first rotational phase change speed and the current time by multiplying the second rotational phase change speed by the elapsed time from the calculation of the first rotational phase change speed. The rotational phase was estimated.
[0012]
According to this configuration, the first rotational phase change speed is calculated every predetermined period (for example, every time the rotational speed is detected). The second rotational phase change speed considers not only the calculated current value of the first rotational phase change speed but also the speed change between the current value and the previous value (difference between the current value and the previous value). The second rotational phase change speed is calculated as the current value of the first rotational phase change speed (if the first rotational phase change speed is calculated every time the rotational phase is detected, the rotational phase The current rotational phase is estimated by multiplying the elapsed time from the detection of the
[0013]
As a result, the estimation accuracy of the rotational phase after the calculation of the first rotational phase change speed is improved, the occurrence of overshoot can be avoided more effectively, and the control accuracy and stability of feedback control can be improved.
[0014]
According to a third aspect of the present invention, when the second rotational phase change speed exceeds a predetermined limit value, the current rotational phase is estimated using the predetermined limit value instead of the second rotational phase change speed. I did it.
[0015]
According to this configuration, when the estimated second rotational phase change speed becomes a large value exceeding a predetermined value, the current rotational phase is changed even if the subsequent rotational phase changes with a predetermined limit value set in advance. Is estimated incorrectly.
[0016]
Thereby, even when an abnormality occurs in the calculation result of the second rotational phase change speed, the current rotational phase is erroneously estimated, and feedback control based on this erroneous rotational phase can be prevented in advance.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a configuration diagram of an internal combustion engine for a vehicle in the embodiment.
[0018]
In FIG. 1, an electronic control throttle 104 that opens and closes a throttle valve 103 b by a throttle motor 103 a is interposed in an intake pipe 102 of the internal combustion engine 101, and the combustion chamber is connected via the electronic control throttle 104 and the intake valve 105. Air is inhaled into 106.
[0019]
The combustion exhaust is discharged from the combustion chamber 106 through the exhaust valve 107, purified by the front catalyst 108 and the rear catalyst 109, and then released into the atmosphere.
The intake valve 105 and the exhaust valve 107 are driven to open and close by cams provided on the intake side camshaft 134 and the exhaust side camshaft 110, respectively. The intake side camshaft 134 includes a variable valve timing mechanism (VTC) 113. Is provided.
[0020]
The VTC 113 is a mechanism that changes the opening / closing timing of the intake valve 105 by changing the rotational phase of the intake camshaft 134 with respect to the crankshaft 120. In this embodiment, a spiral radial link type variable as will be described later. Adopt valve timing mechanism.
[0021]
In this embodiment, the VTC 113 is provided only on the intake valve 105 side. However, the VTC 113 may be provided on the exhaust valve 107 side instead of the intake valve 105 side or together with the intake valve 105 side. .
[0022]
In addition, an electromagnetic fuel injection valve 131 is provided in the intake port 130 of each cylinder. When the fuel injection valve 131 is driven to open by an injection pulse signal from an engine control unit (ECU) 114, a predetermined value is set. The fuel adjusted to the pressure is injected toward the intake valve 105.
[0023]
The ECU 114 incorporating the microcomputer receives detection signals from various sensors, and controls the electronic control throttle 104, the VTC 113, and the fuel injection valve 131 by arithmetic processing based on the detection signals.
[0024]
Examples of the various sensors include an accelerator opening sensor APS116 for detecting the accelerator opening, an air flow meter 115 for detecting the intake air amount Q of the engine 101, and a reference crank angle signal at a reference rotational position every crank angle 180 ° from the crankshaft 120. A crank angle sensor 117 for taking out the REF and taking out a unit angle signal POS for each unit crank angle, a throttle sensor 118 for detecting the opening TVO of the throttle valve 103b, a water temperature sensor 119 for detecting the cooling water temperature of the engine 101, an intake side cam A cam sensor 132 is provided that extracts the cam signal CAM from the shaft 134 at a reference rotational position at every cam angle 90 ° (crank angle 180 °).
[0025]
The ECU 114 calculates the engine speed Ne based on the cycle of the reference crank angle signal REF or the number of unit angle signals POS generated per unit time.
[0026]
Next, the configuration of the VTC 113 will be described with reference to FIGS.
The VTC 113 includes the camshaft 134, the drive plate 2, the assembly angle adjustment mechanism 4, the actuator 15, and the VTC cover 6.
[0027]
The drive plate 2 is a member that rotates when rotation is transmitted from the engine 101 (crankshaft 120), and the assembly angle adjusting mechanism 4 changes the assembly angle between the camshaft 134 and the drive plate 2. It is a mechanism and is actuated by an actuating device 15.
[0028]
The VTC cover 6 is a cover that is attached over the front end of a cylinder head and a rocker cover (not shown) and covers the front surface of the drive plate 2 and the assembly angle adjusting mechanism 4 and its peripheral area.
[0029]
A spacer 8 is fitted to the front end portion (left side in FIG. 2) of the camshaft 134, and the rotation of the spacer 8 is restricted by a pin 80 that passes through the flange portion 134f of the camshaft 134.
[0030]
The camshaft 134 is formed with a plurality of oil supply holes 134r extending in the radial direction.
As shown in FIG. 3, the spacer 8 includes a disc-shaped locking flange 8a, a circular pipe portion 8b extending in the axial direction from the front end surface of the locking flange 8a, and a front end surface of the locking flange 8a. A shaft support portion 8d is formed that extends in three directions in the outer diameter direction from the proximal end side of the circular tube portion 8b and is formed with a press-fit hole 8c parallel to the axial direction.
[0031]
The shaft support portion 8d and the press-fitting hole 8c are arranged at 120 ° intervals in the circumferential direction as shown in FIG.
The spacer 8 is formed with an oil supply hole 8r that supplies oil in a radial direction.
[0032]
The drive plate 2 is formed in a disk shape with a through hole 2a formed in the center, and is assembled to the spacer 8 so as to be relatively rotatable with its axial displacement restricted by a locking flange 8a. ing.
[0033]
As shown in FIG. 3, the drive plate 2 is formed with a timing sprocket 3 on the outer periphery of the rear portion thereof, in which rotation is transmitted from the crankshaft 120 via a chain (not shown).
[0034]
Further, on the front end surface of the drive plate 2, three guide grooves 2g are formed in the outer diameter direction connecting the through hole 2a and the outer periphery, and the guide groove 2g is similar to the shaft support portion 8d. It arrange | positions every 120 degrees in the circumferential direction.
[0035]
An annular cover member 2c is fixed to the outer peripheral portion of the front end surface of the drive plate 2 by welding or press fitting.
In the present embodiment, the driven rotator is constituted by the camshaft 134 and the spacer 8, and the drive rotator is constituted by the drive plate 2 including the timing sprocket 3.
[0036]
The assembly angle adjusting mechanism 4 is disposed on the front end side of the camshaft 134 and the drive plate 2 and changes the assembly relative angle between the camshaft 134 and the drive plate 2.
[0037]
As shown in FIG. 3, the assembly angle adjusting mechanism 4 has three link arms 14.
Each link arm 14 is provided with a cylindrical portion 14a as a slide portion at the distal end portion, and an arm portion 14b extending from the cylindrical portion 14a in the outer diameter direction.
[0038]
An accommodation hole 14c is formed through the cylindrical portion 14a, while a rotation hole 14d as a rotation portion is formed through the base end of the arm portion 14b.
The link arm 14 is attached so as to be rotatable about the rotation pin 81 by attaching the rotation hole 14 to the rotation pin 81 press-fitted into the press-fitting hole 8 c of the spacer 8.
[0039]
On the other hand, the cylindrical portion 14 a of the link arm 14 is inserted into a guide groove 2 g as a radial guide of the drive plate 2 and attached to the drive plate 2 so as to be movable (slidable) in the radial direction.
[0040]
In such a configuration, when the cylindrical portion 14a receives an external force and slides and moves in the radial direction along the guide groove 2g, the rotation pin 81 becomes the radial displacement amount of the cylindrical portion 14a by the link action by the link arm 14. The camshaft 134 moves relative to the drive plate 2 due to the displacement of the rotation pin 81.
[0041]
4 and 5 show the operation of the assembly angle adjusting mechanism 4. When the cylindrical portion 14a is disposed on the outer peripheral side of the drive plate 2 in the guide groove 2g, as shown in FIG. The end rotation pin 81 is pulled to a position close to the guide groove 2g, and this position is the most retarded position.
[0042]
On the other hand, as shown in FIG. 5, when the cylindrical portion 14a is disposed on the inner peripheral side of the drive plate 2 in the guide groove 2g, the rotation pin 81 is pushed in the circumferential direction and separated from the guide groove 2g. This position is the most advanced position.
[0043]
Movement of the cylindrical portion 14a in the radial direction in the assembly angle adjusting mechanism 4 is performed by the operating device 15, and the operating device 15 includes an operation converting mechanism 40 and an acceleration / deceleration mechanism 41.
[0044]
The operation conversion mechanism 40 includes a sphere 22 held by the cylindrical portion 14a of the link arm 14 and a guide plate 24 provided coaxially so as to face the front surface of the drive plate 2 and the rotation of the guide plate 24. Is converted into a radial displacement of the cylindrical portion 14 a in the link arm 14.
[0045]
The guide plate 24 is supported on the outer periphery of the circular pipe portion 8 b of the spacer 8 through a metal bush 23 so as to be relatively rotatable.
Further, a spiral guide groove 28 is formed on the rear surface of the guide plate 24 as a guide having a substantially semicircular cross section and being displaced in the radial direction in accordance with the displacement in the circumferential direction. An oil supply hole 24r for supplying oil is formed to penetrate in the front-rear direction.
[0046]
The sphere 22 is engaged with the spiral guide groove 28.
That is, in the accommodation hole 14c provided in the cylindrical portion 14a of the link arm 14, as shown in FIGS. 2 and 3, a disk-shaped support panel 22a, a coil spring 22b (elastic body), a retainer 22c, , And a sphere 22 (spherical member) are sequentially inserted.
[0047]
The retainer 22c is formed with a flange-like support recess 22d that supports the ball 22 in a protruding state at the front end, and a flange 22f on the outer periphery of which the coil spring 22b is seated.
[0048]
In the assembled state shown in FIG. 2, the coil spring 22b is compressed, the support panel 22a is pressed against the front surface of the drive plate 2, and the sphere 22 is pressed against the spiral guide groove 28 to engage in the vertical direction. In addition, relative movement is possible in the extending direction of the spiral guide groove 28.
[0049]
Further, as shown in FIGS. 4 and 5, the spiral guide groove 28 is formed so as to gradually reduce the diameter along the rotation direction R of the drive plate 2.
Therefore, when the guide plate 24 rotates relative to the drive plate 2 in the rotation direction R in a state where the sphere 22 is engaged with the spiral guide groove 28, the operation conversion mechanism 40 causes the sphere 22 to become the spiral guide groove. The cylindrical portion 14a as the slide portion moves in the radial direction along the spiral shape 28, thereby moving in the outer diameter direction shown in FIG. 4, and the rotation pin 81 connected to the link arm 14 is guided by the guide groove. The camshaft 134 is attracted to approach 2 g, and moves in the retarding direction.
[0050]
Conversely, when the guide plate 24 rotates relative to the drive plate 2 in the direction opposite to the rotational direction R from the above state, the sphere 22 moves radially inward along the spiral shape of the spiral guide groove 28. As a result, the cylindrical portion 14a as the slide portion moves in the inner diameter direction shown in FIG. 5, and the rotation pin 81 connected to the link arm 14 is pushed away from the guide groove 2g. In this case, the camshaft 134 advances. Move in the angular direction.
[0051]
Next, the acceleration / deceleration mechanism 41 will be described in detail.
The acceleration / deceleration mechanism 41 accelerates and decelerates the guide plate 24 with respect to the drive plate 2, that is, moves (accelerates) the guide plate 24 in the rotational direction R with respect to the drive plate 2, 24 is moved (decelerated) with respect to the drive plate 2 in the direction opposite to the rotation direction R, and includes a planetary gear mechanism 25, a first electromagnetic brake 26, and a second electromagnetic brake 27.
[0052]
The planetary gear mechanism 25 includes a sun gear 30, a ring gear 31, and a planetary gear 33 meshed with both gears 30 and 31.
As shown in FIGS. 2 and 3, the sun gear 30 is integrally formed on the inner periphery on the front side of the guide plate 24.
[0053]
The planetary gear 33 is rotatably supported by a carrier plate 32 fixed to the front end portion of the spacer 8.
The ring gear 31 is formed on the inner periphery of an annular rotator 34 that is rotatably supported outside the carrier plate 32.
[0054]
The carrier plate 32 is fitted to the front end portion of the spacer 8 and is fixed to the camshaft 134 through the bolt 9 with the washer 37 in contact with the front end portion.
[0055]
A braking plate 35 having a braking surface 35b facing forward is fixed to the front end surface of the rotating body 34 with a screw.
A brake plate 36 having a braking surface 36b facing forward is also fixed to the outer periphery of the guide plate 24 integrally formed with the sun gear 30 by welding or fitting.
[0056]
Therefore, if the planetary gear 33 revolves together with the carrier plate 32 without the planetary gear 33 rotating, the sun gear 30 and the ring gear 31 are in a free state when the first electromagnetic brake 26 and the second electromagnetic brake 27 are inactive. At the same speed.
[0057]
When only the first electromagnetic brake 26 is braked from this state, the guide plate 24 rotates relative to the carrier plate 32 (with respect to the camshaft 134) in a direction (opposite to the R direction in FIGS. 4 and 5). Then, the drive plate 2 and the camshaft 134 are relatively displaced in the advance direction shown in FIG.
[0058]
On the other hand, when only the second electromagnetic brake 27 is braked, a braking force is applied only to the ring gear 31, and the planetary gear 33 rotates as the ring gear 31 rotates relative to the carrier plate 32 in the delay direction. The rotation speeds up the sun gear 30, the guide plate 24 rotates relative to the drive plate 2 in the rotational direction R side, and the drive plate 2 and the camshaft 134 rotate relative to each other in the retard direction shown in FIG. Become.
[0059]
In the present embodiment, the carrier plate 32 is an input element, the sun gear 30 is an output element, and the ring gear 31 is a free element.
The first electromagnetic brake 26 and the second electromagnetic brake 27 are disposed in an inner and outer double so as to face the braking surfaces 36b and 35b of the braking plates 36 and 35, respectively, and a pin 26p, It has circular pipe members 26r and 27r supported in a floating state in which only rotation is restricted by 27p.
[0060]
These circular pipe members 26r and 27r accommodate coils 26c and 27c, and friction materials 26b and 27b that are pressed against the braking surfaces 35b and 36b when the coils 26c and 27c are energized. .
[0061]
The circular pipe members 26r and 27r and the brake plates 35 and 36 are made of a magnetic material such as iron in order to form a magnetic field when the coils 26c and 27c are energized.
[0062]
On the other hand, the VTC cover 6 does not cause magnetic flux leakage when energized, and the friction members 26b and 27b are made permanent magnets to prevent sticking to the brake plates 35 and 36 when de-energized. Further, it is made of a nonmagnetic material such as aluminum.
[0063]
The relative rotation of the guide plate 24 provided with the sun gear 30 as the output element of the planetary gear mechanism 25 and the drive plate 2 is regulated by the assembly angle stopper 60 at the most retarded position and the most advanced position. It has become.
[0064]
Further, in the planetary gear mechanism 25, a planetary gear stopper 90 is provided between the brake plate 35 provided integrally with the ring gear 31 and the carrier plate 32.
[0065]
By the way, the operation conversion mechanism 40 described above is configured so that the position of the cylindrical portion 14a of the link arm 14 is maintained and the relative assembly position between the drive plate 2 and the camshaft 134 does not vary. The configuration will be described.
[0066]
Drive torque is transmitted from the drive plate 2 to the camshaft 134 via the link arm 14 and the spacer 8, but due to the reaction force from the engine valve (the intake valve 105) from the camshaft 134 to the link arm 14. The fluctuation torque of the camshaft 134 is input as a force F in the direction connecting the pivot pins 81 to the pivot points at both ends of the link arm 14.
[0067]
The cylindrical portion 14a of the link arm 14 is guided in the radial direction along a guide groove 2g as a radial guide, and a sphere 22 protruding forward from the cylindrical portion 14a is engaged with the spiral guide groove 28. Therefore, the force F input via each link arm 14 is supported by the left and right walls of the guide groove 2 g and the spiral guide groove 28 of the guide plate 24.
[0068]
Therefore, the force F input to the link arm 14 is decomposed into two component forces FA and FB orthogonal to each other. These component forces FA and FB are separated from the outer peripheral wall of the spiral guide structure 28 and the guide. The cylindrical portion 14a of the link arm 14 is prevented from moving along the guide groove 2g in a direction substantially perpendicular to one wall of the groove 2g, thereby preventing the link arm 14 from rotating. Is done.
[0069]
Therefore, after the guide plate 24 is rotated by the braking force of the electromagnetic brakes 26 and 27 and the link arm 14 is rotated to a predetermined position, the link is basically performed without continuously applying the braking force. The position of the arm 14 can be maintained, that is, the rotational phase of the drive plate 2 and the camshaft 134 can be maintained as it is.
[0070]
The force F input to the link arm 14 is not limited to acting in the outer diameter direction but may act in the opposite inner diameter direction, but the component forces FA and FB at this time are spiral guides. The groove 28 is received in a substantially perpendicular direction to the inner peripheral wall of the groove 28 and the other side of the guide structure 2g.
[0071]
Here, the operation of the VTC 113 will be described.
When the rotational phase of the crankshaft 120 and the camshaft 134 is controlled to the retard side, the second electromagnetic brake 27 is energized.
[0072]
When the second electromagnetic brake 27 is energized, the friction material 27b of the second electromagnetic brake 27 is brought into frictional contact with the braking plate 35, the braking force is applied to the ring gear 31 of the planetary gear mechanism 25, and the sun gear is rotated as the timing sprocket 3 rotates. 30 is rotated at an increased speed.
[0073]
Due to the accelerated rotation of the sun gear 30, the guide plate 24 is rotated in the rotational direction R with respect to the drive plate 2, and accordingly, the ball 22 supported by the link arm 14 is moved to the outer peripheral side of the spiral guide groove 28. Moving.
[0074]
The movement toward the retard side is regulated by the assembly angle stopper 60 at the most retarded position shown in FIG.
Further, as described above, when the rotation of the ring gear 31 is braked by the second electromagnetic brake 27, the braking is performed while allowing a predetermined amount of rotation instead of instantaneously restricting the rotation. Then, the rotation of the ring gear 31 is regulated by the planetary gear stopper 90.
[0075]
On the other hand, when the assembly angle of the camshaft 134 is displaced in the advance direction, the first brake 26 is energized.
As a result, a braking force acts on the guide plate 24, whereby the guide plate 24 rotates in the direction opposite to the rotation direction R with respect to the drive plate 2, and the camshaft 134 has an assembly angle on the advance side. Displaced.
[0076]
The movement toward the advance side is restricted by the assembly angle stopper 60 at the most advanced position shown in FIG.
Further, when the rotation of the guide plate 24 is restricted, the planetary gear 33 rotates and the ring gear 31 rotates at an increased speed. When the rotation amount reaches a predetermined amount, the planetary gear stopper 90 restricts the rotation.
[0077]
The ECU 114 sets the target rotational phase (target advance value) θtg of the camshaft 134 relative to the crankshaft 120 based on the engine operating conditions (load / rotation), while the current rotational phase (advance value). θnow is obtained, and the energization to the first electromagnetic brake 26 and the second electromagnetic brake 27 is feedback-controlled so that the current rotation phase θnow matches the target rotation phase θtg. Hereinafter, such feedback control will be described.
[0078]
6 to 8 are flowcharts for detecting the rotational phase.
FIG. 6 is a flowchart for resetting the count value CPOS of the unit angle signal POS, which is executed when the reference crank signal REF is output from the crank angle sensor 117.
[0079]
In FIG. 6, the count value CPOS of the unit angle signal POS from the crank angle sensor 117 is set to 0 in S11.
FIG. 7 is a flowchart for counting up the count value CPOS of the unit angle signal POS, which is executed when the unit angle signal POS is output from the crank angle sensor 117. In FIG. 7, the count value CPOS is incremented by 1 in S21.
[0080]
6 and 7, the count value CPOS is reset to 0 when the reference crank angle signal REF is generated, and becomes a value obtained by counting the number of subsequent unit angle signals POS generated.
[0081]
FIG. 8 is a flowchart for detecting the rotational phase, which is executed when the cam signal CAM is output from the cam sensor 132. In FIG. 9, in S31, the count value CPOS from the generation of the reference crank angle signal REF to the generation of the cam signal CAM is read.
[0082]
In S32, the rotation phase (rotation phase detection value) θdet of the camshaft 134 with respect to the crankshaft 120 is detected based on the read count value CPOS.
[0083]
That is, the rotational phase detection value θdet of the camshaft 134 with respect to the crankshaft 120 is detected every time the cam signal CAM is output (every crank angle 180 °).
[0084]
FIG. 9 is a flowchart of feedback control of the VTC 113, and is executed every predetermined minute time (for example, 10 msec).
In FIG. 9, in S41, the rotational phase detection value θdet is read.
[0085]
In S42, the output interval of the cam signal CAM (the time from the output of the previous cam signal CAM to the output of the current cam signal CAM, that is, the detection interval of the rotational phase detection value θdet) Tref is calculated by the following equation.
[0086]
Tref = 1 / [(Ne / 60) * n] (sec)
Here, n is the number of cam signals that can be detected by one rotation of the engine (two times).
In S43, the output interval Tref is compared with the feedback control period Ts. When the output interval Tref is larger than the feedback control cycle Ts, the process proceeds to S44.
[0087]
In S44, based on the current value θdet and the previous value θdet (−1) of the rotational phase detection value, the amount of change of the rotational phase per unit time, that is, the rotational phase change rate (this Vθ) corresponding to the first rotational phase change speed according to the invention is calculated.
[0088]
Vθ = {θdet−θdet (−1)} / Tref (degCA / sec)
In S45, the rotational phase change speed Vθs used for estimating the rotational phase is set according to the following conditions.
[0089]
Vθs = Vθ (| Vθ | ≦ Vθ_lim)
Vθs = Vθ_lim (| Vθ |> Vθ_lim)
However, Vθ_lim is a limit value of the rotational phase change speed (for example, the maximum value that the VTC 113 can respond to).
[0090]
That is, even after the rotational phase is detected, it is estimated that the rotational phase changes with the rotational phase change speed Vθ immediately before that.
In S46, the current rotational phase is estimated by the following equation.
[0091]
θpr (rotation phase estimation value) = θpr (−1) + θvs * Ts
However, θpr (−1) is the previous value of the rotational phase estimated value.
In S47, the rotational phase estimated value θpr is set to the current rotational phase θnow.
[0092]
On the other hand, when the output interval Tref is equal to or shorter than the feedback control cycle Ts in S43, the process proceeds to S48, and the rotation phase detection value θdet is set as the current rotation phase θnow.
[0093]
In S49, the target rotational phase θtg is set based on the engine operating state (load / rotation).
In S50, the energization to the first electromagnetic brake 26 and the second electromagnetic brake 27 is fed back so that the current target rotation phase θnow matches the target rotation phase θtg set based on the operating condition of the engine. Control.
[0094]
FIG. 10 is a diagram (time chart) for explaining such control contents.
As shown in FIG. 10, when the feedback control based on the rotational phase detection value is executed as in the prior art, when the output interval time Tref is larger than the feedback control period Ts, the actual rotational phase (one-dot chain line) is constantly changing. Despite the change, feedback control is repeatedly performed based on the same rotational phase detection value (broken line). For this reason, the rotation phase (detection value) used for the control and the actual rotation phase become large, and the control is deteriorated, for example, an overshoot occurs.
[0095]
On the other hand, in the present embodiment, the estimated rotational phase (solid line) used for feedback control is from the previous value of the rotational phase detection value to the current value when the output interval time Tref is large at low revolutions. Since the feedback control is performed based on the rotational phase estimated value θpr (solid line) calculated and updated every feedback control cycle Ts, the rotational phase (estimated value) used for the control and the actual An error from the rotational phase can be suppressed, and feedback control can be performed accurately and stably.
[0096]
Further, when the calculated rotational phase change speed Vθ is larger than the limit value Vθ_lim, since the limit value Vθ_lim is used in estimating the rotational phase, it is assumed in advance that an excessive rotational phase is erroneously estimated. Can be prevented.
[0097]
In the present embodiment, the rotational phase change speed Vθ is calculated based on the current value θdet and the previous value θdet (−1) of the rotational phase detection value. However, the present invention is not limited to this. Further, the rotational speed change speed Vθ may be calculated in consideration of a plurality of past rotational phase detection values, such as including θdet (−2) two times in advance.
[0098]
Next, a second embodiment of the present invention will be described.
Although this embodiment is basically the same as the first embodiment, since the calculation method of the rotational phase change speed is different, only this portion will be described.
[0099]
FIG. 11 is a flowchart of feedback control of the VTC 113 in the second embodiment, and is executed every predetermined minute time (for example, 10 msec), as in the first embodiment.
[0100]
11, S51 to 54 are the same as S41 to 44 in FIG.
In S55, an estimated rotational phase change speed (corresponding to the second rotational phase change speed according to the present invention) Vθpr after detecting the rotational phase is calculated by the following equation.
[0101]
Vθpr = Vθ + k * {Vθ−Vθ (−1)}
However, Vθ (−1) is the previous value of the rotational phase change speed, and k is a constant.
In S56, as in S45, the rotational phase change speed Vθs used for rotational phase estimation is set according to the following conditions.
[0102]
Vθs = Vθpr (| Vθpr | ≦ Vθ_lim)
Vθs = Vθ_lim (| Vθpr |> Vθ_lim)
In S57, an estimated rotational phase value θpr is calculated, and in S58, the estimated rotational phase value θpr is set as the current rotational phase θnow. On the other hand, when the output interval Tref is equal to or shorter than the feedback control cycle Ts in S53, the process proceeds to S59, and the rotation phase detection value θdet is set as the current rotation phase θnow.
[0103]
Then, in S60, the target rotational phase θtg is set. In S61, the first electromagnetic brake 26 and the current electromagnetic rotational phase θtg are set so that the current target rotational phase θnow matches the target rotational phase θtg set based on the engine operating conditions. The energization to the second electromagnetic brake 27 is feedback controlled.
[0104]
In this embodiment, based on the rotational phase change speed Vθ calculated immediately before and the deviation between the rotational phase change speed Vθ calculated immediately before and the rotational phase change speed Vθ (−1) calculated last time. The estimated rotational phase change speed Vθpr is calculated, and the estimated rotational phase change speed Vθpr is multiplied by the elapsed time (feedback control cycle Ts) to estimate the current rotational phase, so that the actual rotational phase change state can be accurately handled. Current rotational phase θpr can be estimated. As a result, as shown in FIG. 12, feedback control can be executed with higher accuracy than when only the rotational phase change speed Vθ calculated immediately before is used.
[0105]
Next, a third embodiment of the present invention will be described.
In this embodiment, when the previously calculated rotational phase change velocity Vθ (−1) is substantially 0, the rotational phase is estimated in the same manner as in the first embodiment, and in other cases, the first As in the second embodiment, the rotational phase is estimated.
[0106]
FIG. 13 is a flowchart of feedback control of the VTC 113 in the third embodiment, and is executed every predetermined minute time (for example, 10 msec) as in the first and second embodiments.
[0107]
In FIG. 13, S71-74 are the same as S41-44 of the said FIG.
In S75, it is determined whether or not the previous absolute value | Vθ (−1) | of the rotational phase change speed is smaller than a predetermined value A (≈0). If | Vθ (−1) | <A, that is, if the previously calculated rotational phase change speed Vθ (−1) is substantially 0, the process proceeds to S76, and the rotational phase is estimated in the same manner as S45 in FIG. The rotational phase change speed Vθs to be used is set.
[0108]
If | Vθ (−1) | ≧ A, the process proceeds to S77, and the estimated rotational phase change speed Vθpr is calculated in the same manner as S55 in FIG. 11, and used in S78 for estimating the rotational phase in the same manner as S56 in FIG. The rotational phase change speed Vθs is set.
[0109]
In S79, as in S46 in FIG. 9 and S57 in FIG. 11, the rotational phase estimated value θpr is calculated, and in S80, this rotational phase estimated value θpr is set as the current rotational phase θnow. On the other hand, when the output interval Tref is equal to or shorter than the feedback control period Ts in S73, the process proceeds to S81, and the rotation phase detection value θdet is set as the current rotation phase θnow.
[0110]
Then, in S82, the target rotational phase θtg is set, and in S83, the first electromagnetic brake 26 and the current target rotational phase θtg are set so that the current target rotational phase θnow matches the target rotational phase θtg set based on the engine operating conditions. The energization to the second electromagnetic brake 27 is feedback controlled.
[0111]
According to this embodiment, the rotational phase change speed Vθs used for estimating the rotational phase is calculated by different methods when the previously calculated rotational phase change speed Vθ (−1) is approximately 0 and when it is not ( Therefore, when Vθ (−1) ≈0, it is avoided that the rotational phase change speed Vθs is unconditionally large and an excessive rotational phase is estimated. In this way, it is possible to estimate the current rotation phase θpr by accurately corresponding to the actual change state of the rotation phase as much as possible.
[0112]
Further, technical ideas other than the claims that can be grasped from the embodiment described above are described below together with the effects thereof.
(A) In the control apparatus for a variable valve timing mechanism according to claim 1 or 2, the rotation phase estimation means is configured to change the first rotation phase change rate each time the rotation phase detection means detects the rotation phase. It is characterized by calculating.
[0113]
In this way, since the rotation phase change amount per unit time from the previous value to the current value of the detected rotation phase is calculated as the first rotation phase change speed, the two rotation phases detected immediately before and the detection thereof The first rotational phase change speed can be easily calculated from the period.
(B) In the control device for a variable valve timing mechanism according to claim 1 or (a), the rotational phase estimating means uses the first rotational phase change speed as it is as the second rotational phase change speed. And
[0114]
Thus, the current rotational phase is estimated on the assumption that the rotational phase change speed until the rotational phase is detected is maintained even after the rotational phase is detected. This makes it possible to perform feedback control while estimating the change in the rotational phase during a low rotation speed, even when the rotational phase detection cycle becomes long, and avoid the occurrence of overshoot. And stable control with high accuracy.
(C) In the control device for a variable valve timing mechanism according to any one of claims 1 to 3, and (a) and (b), the rotational phase estimation means is configured such that the control means controls the actuator. The present rotational phase is estimated and updated every control cycle.
[0115]
In this way, the second rotation phase change speed is multiplied by the control cycle (feedback control cycle) for the actuator and is accumulated without measuring the elapsed time since the rotation phase was detected. As a result, even if the rotation phase detection period becomes longer, the change in the rotation phase during that period can be easily estimated.
(D) In the control apparatus for a variable valve timing mechanism according to claim 2, the rotational phase estimating means determines the first rotational phase change speed when the previous value of the first rotational phase change speed is substantially zero. The second rotational phase change speed is used as it is.
[0116]
In this way, when the previous value of the first rotational phase change speed is substantially 0, that is, in the initial state where the rotational phase changes, the current rotational phase is estimated based on the calculated first rotational phase change speed. Is done. As a result, even if the detection period of the rotation phase becomes longer, the change of the rotation phase during that period can be estimated, and in particular, the second rotation phase change speed is greatly estimated in the initial stage of the rotation phase change, which is excessive. Therefore, it is possible to prevent an estimated rotational phase.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system configuration diagram of an internal combustion engine in an embodiment.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a variable valve timing mechanism in the embodiment.
FIG. 3 is an exploded perspective view of the variable valve timing mechanism.
4 is a cross-sectional view taken along the line AA of FIG. 2 showing the operation of the main part of the variable valve timing mechanism.
5 is a cross-sectional view taken along the line AA of FIG. 2 showing the operation of the main part of the variable valve timing mechanism.
FIG. 6 is a flowchart showing CPOS reset processing for each reference crank angle signal REF.
FIG. 7 is a flowchart showing CPOS count-up processing for each unit angle signal POS.
FIG. 8 is a flowchart showing detection processing of an advance value θdet for each cam signal CAM.
FIG. 9 is a flowchart showing feedback control of the variable valve timing mechanism according to the first embodiment.
FIG. 10 is a diagram (time chart) showing a relationship among a rotational phase detection value θdet, a rotational phase estimation value θpr, and an actual rotational phase in the first embodiment.
FIG. 11 is a flowchart showing feedback control of a variable valve timing mechanism according to a second embodiment.
FIG. 12 is a diagram (time chart) showing a relationship among a rotational phase detection value θdet, a rotational phase estimation value θpr, and an actual rotational phase in the second embodiment.
FIG. 13 is a flowchart showing feedback control of a variable valve timing mechanism according to a third embodiment.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 101 ... Internal combustion engine, 105 ... Intake valve, 113 ... Variable valve timing mechanism VTC, 114 ... Engine control unit, 117 ... Crank angle sensor, 120 ... Crankshaft, 132 ... Cam sensor, 134 ... Camshaft

Claims

A control device for a variable valve timing mechanism that changes an opening / closing timing of an intake valve or an exhaust valve by changing a rotation phase of a camshaft with respect to a crankshaft of an internal combustion engine by an actuator,
A crank angle sensor for detecting a reference rotational position of the crankshaft;
A cam sensor for detecting a reference rotational position of the camshaft;
Rotation phase detection means for detecting the rotation phase based on detection signals of the crank angle sensor and the cam sensor;
A first rotational phase change speed until the rotational phase detection means detects the rotational phase is calculated, and a second rotational phase change speed after detecting the rotational phase based on the calculated first rotational phase change speed is calculated. Rotational phase estimation means for estimating and estimating the current rotational phase after detecting the rotational phase using the second rotational phase change speed;
Control means for feedback controlling the actuator based on the estimated current rotational phase;
The control apparatus of the variable valve timing mechanism characterized by the above-mentioned.

The rotational phase estimation means calculates the first rotational phase change speed every predetermined period, and calculates the current value of the calculated first rotational phase change speed, the calculated current value of the first rotational phase change speed, and the previous value. And the second rotational phase change speed is estimated based on the difference between
2. The variable valve according to claim 1, wherein the current rotational phase is estimated by multiplying the second rotational phase change speed by an elapsed time from the calculation of the first rotational phase change speed to the present time. Control device for timing mechanism.

The rotational phase estimating means estimates the current rotational phase using the predetermined limit value instead of the second rotational phase change speed when the second rotational phase change speed exceeds a predetermined limit value. The control apparatus for a variable valve timing mechanism according to claim 1 or 2,