JP2011085078A - 内燃機関の制御装置及び内燃機関の制御システム - Google Patents

Abstract

【課題】機関の良好な再始動性を得つつ、クランキング初期における振動の低減を図ることができる内燃機関の制御装置を提供する。
【解決手段】ステップ１〜６では、機関の停止時に、クランクシャフトを全気筒の吸気弁が閉弁状態となる範囲制御すると共に、吸気弁を最小作動角Ｄ１に制御する。ステップ７で機関の再始動条件である場合は、ステップ９、１１において、機関温度Ｔが第１温度Ｔ１よりも大きく、また、第２温度Ｔ２よりも大きいと判断した場合は、ステップ１２で、吸気弁の大作動角Ｄ３を始動目標作動角値に設定する。その後、ステップ１４において吸気弁の作動角を始動目標作動角値Ｄｔへ切り換え、続いて、ステップ１５でクランキングを開始し、ステップ１６で目標作動角値Ｄｔになったことを確認後に、ステップ１７において、燃料噴射、点火といった完爆制御が行われる。
【選択図】図１０

Description

本発明は、多気筒内燃機関の主として再始動性を良好にすることができる制御装置及び制御システムに関する。

従来の内燃機関の制御装置としては、例えば、以下の特許文献１に記載されているものが知られている。

概略を説明すれば、この制御装置は、可変動弁機構としての吸気弁のバルブリフト量と作動角を連続的に変更可能なリフト変更機構と、吸気弁のリフト・作動角の中心位相を進角側及び遅角側へ変更可能な位相変更機構とを制御するようになっている。

そして、クランクシャフトに連動して吸気駆動軸が回転すると、前記リフト変更機構を介して揺動カムが揺動し、この揺動カムと吸気弁との間に、油圧を利用して前記揺動カムとの隙間を零方向にする油圧ラッシアジャスタが介装されている。機関停止状態で、前記油圧ラッシアジャスタが適用される全ての気筒の吸気弁のバルブリフト量がほぼ零である全気筒零リフト状態となるように、吸気弁のバルブリフト特性を設定するようになっている。

すなわち、４気筒内燃機関のクランクシャフトの回転停止位置が圧縮行程でのピストン上死点(ＴＤＣ)と下死点(ＢＤＣ)の中間付近であることに着目して、そのクランクシャフトの回転停止位置を全気筒の吸気弁を実質的に零リフト状態になるように設定しているのである。

これによって、機関停止状態で、全気筒の前記油圧ラッシアジャスタが作動油のリークによって縮小するのを防止して、気筒間のバルブリフト量のばらつきなどを解消されて良好な再始動性を得るようになっている。
特開２００３−５６３１６号公報

しかしながら、前記従来の制御装置にあっては、前述のように、クランクシャフトの回転停止位置が圧縮行程のＴＤＣとＢＤＣの中間付近であることを前提とし、全気筒の吸気弁を実質的に零リフト状態となるように吸気弁の開閉時期(バルブタイミング)を設定していることから、吸気弁のピークリフト位相は、特許文献１の図８及び図９にも示すように、ＴＤＣあるいはＢＤＣ付近になってしまう。したがって、クランキング時に、前記位相変更機構を大きく作動させる必要があるが、この位相変更機構は極低回転では作動応答性が悪く機関の初爆までの時間が掛かってしまう。この結果、良好な再始動性が得られない。

本発明は、前記従来の制御装置の技術的課題に鑑みて案出したもので、クランキング回転に先立ち、機関弁の状態に応じた吸気弁のリフト特性となるように制御することによって良好な再始動性を得ることを目的としている。

請求項１に記載の発明は、とりわけ、内燃機関が停止する際に、可変動弁装置によって全気筒の吸気弁が非リフト状態となる閉弁期間が生じる状態に制御すると共に、クランク位置変更機構によってクランクシャフトの停止位置が前記閉弁期間となるように制御し、前記内燃機関の再始動時に、クランキング回転に先だって前記可変動弁装置を機関の状態に応じた吸気弁の始動リフト特性となるように制御することを特徴としている。

請求項２に記載の発明は、内燃機関が停止する際に、可変動弁装置とクランク位置変更機構によって制御軸にバルブスプリングからのばね荷重が作用しないように制御し、前記内燃機関の再始動時に、クランキング回転に先だって前記制御軸の位置を始動に適した位置となるように制御することを特徴としている。

請求項３に記載の発明は、内燃機関の制御システムに関し、内燃機関が停止する際に、可変動弁装置によって全気筒の吸気弁が非リフト状態となる閉弁期間が生じる状態に制御すると共に、前記クランク位置変更機構によってクランクシャフトの回転停止位置が前記閉弁期間となるように制御し、前記内燃機関の再始動時に、クランキング回転に先だって前記可変動弁装置を機関の状態に応じた吸気弁の始動リフト特性に向けて制御することを特徴としている。

本発明に係る可変動弁装置の実施形態に供される内燃機関の概略図である。 本実施形態に供される吸気ＶＥＬと吸気ＶＴＣを示す斜視図である。 Ａ及びＢはリフト可変機構による小リフト制御時の作動説明図である。 Ａ及びＢは同リフト可変機構による最大リフト制御時の作動説明図である。 本実施形態における吸気弁のバルブリフト量と作動角及びバルブタイミング特性図である。 本実施形態に供される吸気ＶＴＣの縦断面図である。 同吸気ＶＴＣによる最大遅角制御状態を示す図６のＡ−Ａ線断面図である。 同吸気ＶＴＣによる最大進角制御状態を示す図６のＡ−Ａ線断面図である。 本実施形態におけるクランク角と各気筒の吸気弁の開閉時期との関係を示す特性図である。 本実施形態のコントローラによる制御を示すフローチャート図である。 第２実施形態におけるクランク角と各気筒の吸気弁の開閉時期との関係を示す特性図である。 第２実施形態の吸気ＶＥＬの作動説明図である。

以下、本発明に係る内燃機関の制御装置の実施形態を図面に基づいて詳述する。
〔第１実施形態〕
第１実施形態は、ガソリン仕様のいわゆる４サイクルの４気筒内燃機関で吸気弁側に適用したものを示している。

まず、本発明における内燃機関全体の構成を、図１に基づいて概略を説明すると、この内燃機関は、いわゆるアイドリングストップが可能になっており、また、いわゆるハイブリット車両も含めて適用できるものである。

シリンダブロックＳＢ内に形成されたシリンダボア内に上下摺動自在に設けられたピストン０１と、シリンダヘッドＳＨの内部にそれぞれ形成された吸気ポートＩＰ及び排気ポートＥＰと、該シリンダヘッドＳＨに摺動自在に設けられて前記吸、排気ポートＩＰ，ＥＰの開口端を開閉する一気筒当たりそれぞれ一対の吸気弁４，４及び排気弁０８，０８と、を備えている。

前記ピストン０１は、クランクシャフト０２にコンロッド０３を介して連結されていると共に、冠面とシリンダヘッドＳＨの下面との間に燃焼室０４を形成している。

前記吸気ポートＩＰに接続された吸気管Ｉの吸気マニホルドＩａの上流側の内部には、吸入空気量を制御するスロットルバルブＳＶが設けられていると共に、下流側に図外の燃料噴射弁が設けられている。また、前記シリンダヘッドＳＨのほぼ中央には、点火栓０５が設けられている。

前記クランクシャフト０２は、外周のリングギア０９がピニオンギア機構０６のギアに常時噛み合っており、このピニオンギア機構０６は、電動モータ０７によって回転駆動され、これによって、前記クランクシャフト０２がクランキングを開始されると共に、回転位置が制御されるようになっている。つまり、この電動モータ０７とピニオンギア機構０６がクランク位置変更機構の一部を構成している。

前記各吸気弁４，４は、それぞれバルブスプリング５，５を介して前記各吸気ポートＩＰの開口端を閉止する方向に付勢されている。

また、この内燃機関は、図１及び図２に示すように、可変動弁装置として、両吸気弁４，４のバルブリフト及び開弁期間(作動角)を制御するリフト可変機構である吸気ＶＥＬ１と、吸気弁４，４の開閉時期、つまりピークリフトの中心位相を変更制御するリフト位相可変機構である吸気ＶＴＣ２とから構成されている。なお、この実施例では、排気弁０８，０８側では排気ＶＴＣなどが存在せずに、その開閉時期が固定的なものになっている。

前記吸気ＶＥＬ１は、本出願人が先に出願した例えば特開２００３−１７２１１２号公報などに記載されたものと同様の構成であるから、簡単に説明すると、図２、図３に示すように、シリンダヘッドＳＨの上部の軸受に回転自在に支持された中空状の駆動軸６と、該駆動軸６の外周面に圧入等により固設された駆動カム７と、駆動軸６の外周面に揺動自在に支持されて、各吸気弁４，４の上端部に配設された各バルブリフター８、８の上面に摺接して各吸気弁４，４を開作動させる２つの揺動カム９，９と、駆動カム７と揺動カム９，９との間に介装されて、駆動カム７の回転力を揺動運動に変換して揺動カム９，９に揺動力として伝達する伝達機構とを備えている。

前記駆動軸６は、一端部に設けられたタイミングスプロケット３３を介して前記クランクシャフトから図外のタイミングチェーンによって回転力が伝達されており、この回転方向は図２中、時計方向（矢印方向）に設定されている。

前記駆動カム７は、ほぼリング状を呈し、内部軸方向に形成された駆動軸挿通孔を介して駆動軸６に貫通固定されていると共に、カム本体の軸心が駆動軸６の軸心から径方向へ所定量だけオフセットしている。

前記両揺動カム９は、図２及び図３などにも示すように、円筒状のカムシャフト１０の両端部に一体的に設けられていると共に、該カムシャフト１０が内周面を介して駆動軸６に回転自在に支持されている。また、下面にベースサークル面やランプ面及びリフト面からなるカム面９ａが形成されており、該ベースサークル面とランプ面及びリフト面が、揺動カム９の揺動位置に応じて各バルブリフター８の上面の所定位置に当接するようになっている。

前記伝達機構は、駆動軸６の上方に配置されたロッカアーム１１と、該ロッカアーム１１の一端部１１ａと駆動カム７とを連係するリンクアーム１２と、ロッカアーム１１の他端部１１ｂと揺動カム９とを連係するリンクロッド１３とを備えている。

前記ロッカアーム１１は、中央に有する筒状の基部が支持孔を介して後述する制御カムに回転自在に支持されていると共に、一端部１１ａがピン１４によってリンクアーム１２に回転自在に連結されている一方、他端部１１ｂがリンクロッド１３の一端部１３ａにピン１５を介して回転自在に連結されている。

前記リンクアーム１２は、円環状の基端部１２ａの中央位置に有する嵌合孔に前記駆動カム７のカム本体が回転自在に嵌合している一方、基端部１２ａから突出した突出端１２ｂが前記ピン１４によってロッカアーム一端部１１ａに連結されている。

前記リンクロッド１３は、他端部１３ｂがピン１６を介して揺動カム９のカムノーズ部に回転自在に連結されている。

また、駆動軸６の上方位置に同じ軸受部材に制御軸１７が回転自在に支持されていると共に、該制御軸１７の外周に前記ロッカアーム１１の支持孔に摺動自在に嵌入されて、ロッカアーム１１の揺動支点となる制御カム１８が固定されている。

前記制御軸１７は、駆動軸６と並行に機関前後方向に配設されていると共に、駆動機構１９によって回転制御されている。一方、前記制御カム１８は、円筒状を呈し、軸心位置が制御軸１７の軸心から所定分だけ偏倚している。

前記駆動機構１９は、図外のハウジングの一端部に固定された駆動モータ２０と、ハウジングの内部に設けられて駆動モータ２０の回転駆動力を前記制御軸１７に伝達するボール螺子伝達手段２１とから構成されている。

前記電動モ−タ２０は、比例型のＤＣモータによって構成され、機関運転状態を検出する制御機構であるコントローラ２２からの制御信号によって駆動するようになっている。

前記ボール螺子伝達手段２１は、駆動モータ２０の駆動シャフトとほぼ同軸上に配置されたボール螺子軸２３と、該ボール螺子軸２３の外周に螺合する移動部材であるボールナット２４と、前記制御軸１７の一端部に直径方向に沿って連結された連係アーム２５と、該連係アーム２５と前記ボールナット２４とを連係するリンク部材２６とから主として構成されている。

前記ボール螺子軸２３は、両端部を除く外周面全体に所定幅のボール循環溝が螺旋状に連続して形成されていると共に、一端部に駆動シャフトが連結された駆動モータ２０によって回転駆動されるようになっている。

前記ボールナット２４は、ほぼ円筒状に形成され、内周面に前記ボール循環溝と共同して複数のボールを転動自在に保持するガイド溝が螺旋状に連続して形成されていると共に、各ボールを介してボール螺子軸２３の回転運動をボールナット２４に直線運動に変換しつつ軸方向の移動力が付与されるようになっている。また、このボールナット２４は、第２付勢手段であるコイルスプリング３０のばね力によって駆動モータ２０側（最小リフト側）に付勢されている。したがって、機関停止時には、ボールナット２４が、前記コイルスプリング３０のばね力によってボール螺子軸２３の軸方向に沿って最小リフト側に移動するようになっている。

前記コントローラ２２は、現在の機関回転数Ｎ（ｒｐｍ）を検出するクランク角センサからのクランク角信号や機関回転数信号、アクセル開度センサ、車速センサ、ギア位置センサ、機関本体の温度を検出する機関冷却水温センサなどから各種情報信号から現在の機関運転状態を検出している。また、駆動軸６の回転角度を検出する駆動軸角度センサ２８からの検出信号や、前記制御軸１７の回転位置を検出するポテンショメータ２９からの検出信号を入力して、前記スプロケット３３と駆動軸６との相対回転角度や各吸気弁４，４のバルブリフト量及び作動角を検出するようになっている。

以下、前記吸気ＶＥＬ１の基本作動を説明すると、例えば低回転低負荷などの所定の運転領域で、前記コントローラ２２からの制御電流によって一方向へ回転駆動した駆動モータ２０の回転トルクによってボール螺子軸２３が一方向へ回転すると、ボールナット２４がコイルスプリング３０のばね力にアシストされながら最大一方向（駆動モータ２０に接近する方向）へ直線状に移動し、これによって制御軸１７がリンク部材３９と連係アーム２５を介して一方向へ回転する。

したがって、制御カム１８は、図３Ａ、Ｂ（フロントビュー）に示すように、軸心が制御軸１７の軸心の回りを同一半径で回転して、肉厚部が駆動軸６から上方向に離間移動する。これにより、ロッカアーム１１の他端部１１ｂとリンクロッド１３の枢支点は、駆動軸６に対して上方向へ移動し、このため、各揺動カム９は、リンクロッド１３を介してカムノーズ部側が強制的に引き上げられて全体が図３に示す時計方向へ回動する。

よって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して揺動カム９及びバルブリフター１６に伝達され、これによって、吸気弁４，４は、そのバルブリフト量が図５のバルブリフト曲線で示すように小リフト（Ｌ１）になり、その作動角Ｄ１（駆動軸での開弁回転角のことで、開弁クランク角の半分）が小さくなる。

なお、ここで、前記揺動カム９とバルブリフター１６との間には、バルブクリアランスが存在し、バルブリフト量はカムリフト量よりバルブクリアランス分だけ小さくなっている。また、前記バルブクリアランスを考慮したバルブリフトの開時期から閉時期までが作動角となっている。

別の運転状態では、コントローラ２２からの制御信号によって駆動モータ２０が他方向へ回転して、この回転トルクがボール螺子軸２３に伝達されて回転すると、この回転に伴ってボールナット２４がコイルスプリング３０のばね力に抗して反対方向へ直線移動する。これにより、制御軸１７が、図３中、時計方向へ所定量だけ回転駆動する。

このため、制御カム１８は、軸心が制御軸１７の軸心から所定量だけ下方の回転角度位置に保持され、肉厚部が下方へ移動する。このため、ロッカアーム１１は、全体が図３の位置から反時計方向へ移動して、これによって各揺動カム９がリンク部材１３を介してカムノーズ部側が強制的に押し下げられて、全体が反時計方向へ僅かに回動する。

したがって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して各揺動カム９及びバルブリフター８に伝達され、吸気弁４，４のリフト量が図５に示すように、中リフト（Ｌ２）になり、作動角Ｄ２も大きくなる。これによって、吸気弁４，４の閉時期が遅角側の下死点近傍に制御されることから、有効圧縮比が高くなって燃焼が良好になる。また、新気の充填効率も高くなって燃焼トルクも大きくなる。

また、例えば高回転高負荷領域に移行した場合などは、コントローラ２２からの制御信号によって駆動モータ２０がさらに他方向に回転し、制御軸１７は、制御カム１８をさらに時計方向へ回転させて、図４Ａ、Ｂに示すように軸心を下方向へ回動させる。このため、ロッカアーム１１は、全体がさらに駆動軸６方向寄りに移動して他端部１１ｂが揺動カム９のカムノーズ部を、リンクロッド１３を介して下方へ押圧して該揺動カム９全体を所定量だけさらに反時計方向へ回動させる。

よって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して揺動カム９及びバルブリフター８に伝達されるが、そのバルブリフト量は図５に示すようにＬ２からＬ３に連続的に大きくなる。その結果、高回転域での吸気充填効率を高め、もって出力を向上させることができる。

すなわち、吸気弁４，４のリフト量は、機関の運転状態に応じて小リフトのＬ１から大リフトＬ３まで連続的に変化するようになっており、したがって、各吸気弁４，４の作動角も小リフトＤ１から大リフトのＤ３まで連続的に変化する。

また、機関の停止時には、前述したように、ボールナット２４がコイルスプリング３０のばね力によって小作動角Ｄ１及び小リフトＬ１域に安定に保持される。これによって、動弁フリクションが低減し、良好な始動性が得られる。

そして、揺動カム９の揺動中におけるベースサークル面とバルブリフター８との間には、図５に示すように、僅かなバルブクリアランスΔが存在し、その分バルブリフト量Ｌは僅かに低下して作動角Ｄも僅かに減少する。前記リフト量Ｌ１〜Ｌ３、作動角Ｄ１〜Ｄ３は、前記バルブクリアランスΔを除いた値として表している。

次に、前記吸気ＶＴＣ２について説明する。これは、図６〜図８に示すように、いわゆるベーンタイプのものであって、前記クランクシャフト０２によって回転駆動されて、この回転駆動力を前記駆動軸６に伝達するタイミングスプロケット３３と、前記駆動軸６の端部に固定されてタイミングスプロケット３３内に回転自在に収容されたベーン部材３２と、該ベーン部材３２を油圧によって正逆回転させる油圧回路と、を備えている。

前記タイミングスプロケット３３は、前記ベーン部材３２を回転自在に収容したハウジング３４と、該ハウジング３４の前端開口を閉塞する円板状のフロントカバー３５と、ハウジング３４の後端開口を閉塞するほぼ円板状のリアカバー３６とから構成され、これらハウジング３４及びフロントカバー３５，リアカバー３６は、４本の小径ボルト３７によって駆動軸６の軸方向から一体的に共締め固定されている。

前記ハウジング３４は、前後両端が開口形成された円筒状を呈し、内周面の周方向の約９０°位置に４つの隔壁であるシュー３４ａが内方に向かって突設されている。

この各シュー３４ａは、横断面ほぼ台形状を呈し、ほぼ中央位置に前記各ボルト３７の軸部が挿通する４つのボルト挿通孔３４ｂが軸方向へ貫通形成されていると共に、各内端面に軸方向に沿って切欠形成された保持溝内に、コ字形のシール部材３８と該シール部材３８を内方へ押圧する図外の板ばねが嵌合保持されている。

前記フロントカバー３５は、円盤プレート状に形成されて、中央に比較的大径な支持孔３５ａが穿設されていると共に、外周部に前記各シュー３４ａの各ボルト挿通孔３４ｂに対応する位置に図外の４つのボルト孔が穿設されている。

前記リアカバー３６は、後端側に前記タイミングチェーンが噛合する歯車部３６ａが一体に設けられていると共に、ほぼ中央に大径な軸受孔３６ｂが軸方向に貫通形成されている。

前記ベーン部材３２は、中央にボルト挿通孔を有する円環状のベーンロータ３２ａと、該ベーンロータ３２ａの外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４つのベーン３２ｂとを備えている。

前記ベーンロータ３２ａは、前端側の小径筒部が前記フロントカバー３５の支持孔３５ａに回転自在に支持されている一方、後端側の小径な円筒部が前記リアカバー３６の軸受孔３６ｂに回転自在に支持されている。

また、ベーン部材３２は、前記ベーンロータ３２ａのボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト３９によって駆動軸６の前端部に軸方向から固定されている。

前記各ベーン３２ｂは、その内の３つが比較的細長い長方体形状に形成され、前記３つのベーン３２ｂはそれぞれの幅長さがほぼ同一に設定されているのに対して、他の１つのベーン３２ｂは幅長さの大きな台形状に形成されて、その幅長さが前記３つのものよりも大きく設定され、ベーン部材３２全体の重量バランスが取られている。

また、各ベーン３２ｂは、各シュー３４ａ間に配置されていると共に、各外面の軸方向に形成された細長い保持溝内に前記ハウジング３４の内周面に摺接するコ字形のシール部材４０及び該シール部材４０をハウジング３４の内周面方向に押圧する板ばねが夫々嵌着保持されている。また、各ベーン３２ｂの前記駆動軸６の回転方向と反対側のそれぞれの一側面には、ほぼ円形状の２つの凹溝３２ｃがそれぞれ形成されている。

また、この各ベーン３２ｂの両側と各シュー３４ａの両側面との間に、それぞれ４つの進角側油圧室４１と遅角側油圧室４２がそれぞれ隔成されている。

前記油圧回路は、図６に示すように、前記各進角側油圧室４１に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路４３と、前記各遅角側油圧室４２に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路４４との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路４３，４４には、供給通路４５とドレン通路４６とが夫々通路切り換え用の電磁切換弁４７を介して接続されている。前記供給通路４５には、オイルパン４８内の油を圧送する一方向のオイルポンプ４９が設けられている一方、ドレン通路４６の下流端がオイルパン４８に連通している。

前記第１、第２油圧通路４３，４４は、円柱状の通路構成部３９の内部に形成され、この通路構成部３９は、一端部が前記ベーンロータ３２ａの小径筒部から内部の支持穴３２ｄ内に挿通配置されている一方、他端部が前記電磁切換弁４７に接続されている。

また、前記通路構成部３９の一端部の外周面と支持穴１４ｄの内周面との間には、各油圧通路４３，４４の一端側間を隔成シールする３つの環状シール部材２７が嵌着固定されている。

前記第１油圧通路４３は、前記支持穴３２ｄの駆動軸６側の端部に形成された油室４３ａと、ベーンロータ３２ａの内部にほぼ放射状に形成されて油室４３ａと各進角側油圧室４１とを連通する４本の分岐路４３ｂとを備えている。

一方、第２油圧通路４４は、通路構成部３９の一端部内で止められ、該一端部の外周面に形成された環状室４４ａと、ベーンロータ３２の内部にほぼＬ字形状に折曲形成されて、前記環状室４４ａと各遅角側油圧室４２と連通する第２油路４４ｂを備えている。

前記電磁切換弁４７は、４ポート３位置型であって、内部の弁体が各油圧通路４３、４４と供給通路４５及びドレン通路４６とを相対的に切り換え制御するようになっていると共に、前記コントローラ２２からの制御信号によって切り換え作動されるようになっている。

このコントローラ２２は、吸気ＶＥＬ１と共通のものであって、機関運転状態を検出すると共に、クランク角センサ２７及び駆動軸角度センサ２８からの信号によってタイミングスプロケット３３と駆動軸６との相対回転位置を検出している。

また、前記ベーン部材３２とハウジング３４との間には、このハウジング３４に対してベーン部材３２の回転を拘束及び拘束を解除する固定手段であるロック機構が設けられている。

このロック機構は、前記幅長さの大きな１つのベーン３２ｂとリアカバー３６との間に設けられ、前記ベーン３２ｂの内部の駆動軸６の軸方向に沿って形成された摺動用穴５０と、該摺動用穴５０の内部に摺動自在に設けられた有蓋円筒状のロックピン５１と、前記リアカバー３６に有する固定孔内に固定された横断面カップ状の係合穴構成部５２に設けられて、前記ロックピン５１のテーパ状先端部５１ａが係脱する係合穴５２ａと、前記摺動用穴５０の底面側に固定されたスプリングリテーナ５３に保持されて、ロックピン５１を係合穴５２ａ方向へ付勢するばね部材５４とから構成されている。

また、前記係合穴５２ａには、図外の油孔を介して前記遅角側油圧室４２内の油圧あるいはオイルポンプ４９の油圧が直接供給されるようになっている。

そして、前記ロックピン５１は、前記ベーン部材３２が最遅角側に回転した位置で、先端部５１ａが前記ばね部材５４のばね力によって係合穴５２ａに係合してタイミングスプロケット３１と駆動軸６との相対回転をロックする。また、前記遅角側油圧室４２から係合穴５２ａ内に供給された油圧あるいはオイルポンプ４９の油圧によって、ロックピン５１が後退移動して係合穴５２ａとの係合が解除されるようになっている。

また、前記各ベーン３２ｂの一側面と該一側面に対向する各シュー３４ａの対向面との間には、ベーン部材３２を遅角側へ回転付勢するコイルスプリング状の一対のバイアススプリング５５、５６が配置されている。

このバイアススプリング５５、５６は、図７、図８では、両者が重なるように見えるが、実際にはそれぞれ独立して形成されて互いに並列に配置されていると共に、それぞれの軸方向の長さ（コイル長）は、前記ベーン３２ｂの一側面とシュー３４ａの対向面との間の長さよりも大きく設定されて、両者とも同一の長さに設定されている。

各バイアススプリング５５，５６は、最大圧縮変形時にも互いが接触しない軸間距離をもって並設されていると共に、各一端部が各シュー３４ａの凹溝３２ｃに嵌合する図外の薄板状のリテーナを介して連結されている。

以下、吸気ＶＴＣ２の基本的な動作を説明すると、まず、機関停止時には、コントローラ２２から電磁切換弁４７に対する制御電流の出力が停止されて、弁体がバイアススプリング５５，５６によって機械的に図７に示すデフォルト位置になり、供給通路４５と遅角側の第２油圧通路４４とが連通されると共に、ドレン通路４６と第１油圧通路４３が連通される。また、機関が停止されると、オイルポンプ４９の油圧が作用せず供給油圧も０になる。

したがって、ベーン部材３２は、図７に示すように、前記各バイアススプリング５５，５６のばね力によって最遅角側に回転付勢されて１つの幅広ベーン３２ｂの一端面が対向する１つのシュー３４ａの一側面に当接する。と同時に前記ロック機構のロックピン５１の先端部５１ａが係合穴５２ａ内に係入して、ベーン部材３２をかかる最遅角位置に安定に保持する。すなわち、最遅角位置に吸気ＶＴＣ２が機械的に安定するデフォルト位置になっている。

次に、この吸気ＶＴＣ２の作動を簡単に説明する。まず、機関始動時、つまりイグニッションスイッチをオン操作して、電動モータ０７を回転駆動させてクランクシャフトをクランキング回転させると、電磁切換弁４７にコントローラ２２から制御信号が出力されるようになる。しかしながら、この始動直後の時点では、まだオイルポンプ４９の吐出油圧が十分に上昇していないことから、ベーン部材３２は、ロック機構と各バイアススプリング５５，５６のばね力とによって最遅角側に保持されている。

このとき、コントローラ２２から出力された制御信号によって電磁切換弁４７が供給通路４５と第２油圧通路４４を連通させると共に、ドレン通路４６と第１油圧通路４３とを連通させている。そして、オイルポンプ４９から圧送された油圧の油圧上昇とともに第２油圧通路４４を通って遅角側油圧室４２に供給される一方、進角側油圧室４１には、機関停止時と同じく油圧が供給されずにドレン通路４６から油圧がオイルパン４８内に開放されて低圧状態を維持している。

ここで、油圧が上昇した後は、電磁切換弁４７による自在のベーン位置制御ができるようになる。すなわち、遅角側油圧室４２の油圧の上昇に伴ってロック機構の係合穴５２ａ内の油圧も高まってロックピン５１が後退移動し、先端部５１ａが係合穴５２ａから抜け出してハウジング３４とベーン部材３２との相対回転を許容するため、自在のベーン位置制御が可能になる。

例えば、暖機完了後のアイドリング状態では、電磁切換弁４７が供給通路４５と第２油圧通路４４を連通させると共に、ドレン通路４６と第１油圧通路４３を連通させる。したがって、ベーン部材３２は、遅角側油圧室４２内の高圧化に伴い各バイアススプリング５５，５６のばね力とともに、図７の位置を維持して駆動軸６がタイミングスプロケット３３に対して遅角側に相対回転する。

その後、例えば所定の低回転中負荷域に移行すると、コントローラ３９からの制御信号によって電磁切換弁４７が作動して、供給通路４５と第１油圧通路４３を連通させる一方、ドレン通路４６と第２油圧通路４４を連通させる。

したがって、今度は遅角側油圧室４２内の油圧が第２油圧通路４４を通ってドレン通路４６からオイルパン４８内に戻され、該遅角側油圧室４２内が低圧になる一方、進角側油圧室４１内に油圧が供給されて高圧となる。

したがって、ベーン部材３２は、かかる進角側油圧室４１内の高圧化によって各バイアススプリング５５，５６のばね力に抗して図中時計方向へ回転して図８に示す位置に相対回転して、タイミングスプロケット３３に対する駆動軸６の相対回転位相を進角側に変換する。また、電磁切換弁４７のポジションを相対回転途中に中立ポジションにすることで、任意の相対回転位相に保持できる。

さらに、機関の低回転域から通常の中回転域、さらに高回転域に移行すると、電磁切換弁４７を前述の暖機完了後のアイドリング運転状態と同様の制御を行うことで、ベーン部材３２は、進角側油圧室４１に供給された油圧が低下して、逆に遅角側油圧室４２の油圧が上昇し、各バイアススプリング５５，５６のばね力との合成力によって、タイミングスプロケット３３と駆動軸６の相対回転位相を遅角側に変換する（図７参照）。

次に、前記コントローラ２２による制御について説明するが、それに先だって、図９に示すクランクシャフト０２のクランク角と各気筒における吸気弁４，４の開閉時期との関係について説明する。なお、各気筒の点火順序は、＃１気筒→#３気筒→#４気筒→#２気筒になっている。また、この図では内燃機関の停止時を想定しており、吸気ＶＴＣ２による吸気弁４，４の開閉時期は前述したデフォルトの最遅角側に安定している。

いま、吸気ＶＥＬ１の前記制御軸１７が、吸気弁４，４を最大作動角Ｄ３の位置に制御し、また、例えば、クランクシャフト０２のクランク角度が#１気筒で圧縮行程の上死点位置にあったとする。このとき、#１気筒の吸気弁４，４は当然開弁していないが、次のサイクルの#３気筒の吸気弁４，４(作動角Ｄ３)は開弁しており、次々のサイクルの#４気筒の吸気弁４，４(作動角Ｄ３)も開弁している。つまり、２気筒のそれぞれの吸気弁４，４が同時に開いている。

次に、異なったクランク角で全ての吸気弁４，４が閉じている位置にあるか否かをみると、そのような状態は存在しない。これは、２気筒間でリフトカーブがオーバーラップする領域が存在することと対応する。

つまり、どのクランク角であったとしても、少なくとも１気筒の吸気弁４，４は開弁しており、前記制御カム１８には、前記バルブスプリング５，５のばね反力が作用している。ここで、内燃機関が停止している状態で前記制御軸１７を前記駆動モータ２０によりボール螺子伝達手段２１を介して回転させようとすると、この反力及び大きな静摩擦係数によって速やかに回転させることはできなかった。

次に、吸気弁４，４の作動角Ｄが最大Ｄ３ではなく、中間作動角Ｄ２であったとしても、やはり２気筒でリフトカーブがオーバーラップする領域が存在しており、いずれのクランク角であったとしても、少なくとも１気筒の吸気弁４，４は開弁していることから、前記制御カム１８前記バルブスプリング５，５のばね反力が作用している。

ここで、機関が停止している状態で制御軸１７を前記駆動モータ２０などで回転させようとすると、この反力及び大きな静摩擦係数によって作動角Ｄ３と同様に速やかに回転させることができない。

次に、吸気弁４，４の最小作動角Ｄ１について検証すると、クランク角が図９の星印Ａ点にあった場合に、#３気筒はやはり開弁しているので、制御カム１８にはバルブスプリング５，５のばね反力が作用している。したがって、機関が停止している状態で前記制御軸１７を駆動モータ２０などで回転させようとすると、この反力及び静摩擦係数によって作動角Ｄ１であっても速やかに回転させることができない。

しかし、この作動角Ｄ１では、２気筒間でリフトカーブがオーバーラップしない領域が出てくる。この場合のクランク角範囲α１では、どの気筒でも開弁していないことから、クランク角がα１内の例えば星印Ｂ点にあった場合は、バルブスプリング５，５のばね反力が殆ど作用しないので、前記制御カム１８はスムーズに回転する。そして、制御カム１８が回転し始めると、該制御カム１８の摺動部の摩擦係数は大きな静摩擦係数から小さな動摩擦係数に変化する。したがって、作動角Ｄ１からＤ２、さらにＤ３へとスムーズに変化させることができる。

ここで、作動角がＤ２、Ｄ３になると、星印Ｂ点であっても開弁し出すが、そのとき、既に小さな動摩擦係数に変化していると共に、制御軸１７が既に回転し始めており、その慣性によって良好な変換応答性を維持できるのである。

すなわち、本実施形態では、内燃機関の停止時には、前述した電動モータ０７でクランクシャフト０２の回転停止位置を前述のα１(乃至α２〜α４)の範囲内に調整する。そして、このとき、作動角は最小作動角に制御されている。

次に、機関再始動時には、クランキング開始前に制御カム１８を所望の作動角に変換するために、制御信号を吸気ＶＥＬ１の駆動モータ２０に出力するのである。これによって、クランキング前から変換が開始されるので、前記変換応答性の改善効果(動摩擦係数)や制御軸１７の回転慣性と相俟って目標作動角への変換時間が短縮されるのである。

ところで、機関始動時の吸気弁４，４の要求作動角は、機関温度などによって異なっており、例えば、機関温度が極低温の場合は、良好な燃焼を確保するために、吸気弁４，４の閉弁時期(ＩＶＣ)をピストンの下死点に近づける必要があり、中作動角Ｄ２が目標作動角として選択される。

逆に機関温度が高温の場合は、プレイグニッションや始動振動を抑制するために、大作動角Ｄ３が目標作動角として選択される。これによれば、ＩＶＣが下死点に対して大きく遅角されるので、一度吸い込んだ新気を吐き出し、これによって有効圧縮比を低減してデコンプレション作用によりプレイグニッションや始動振動を抑制することができるのである。

機関温度が極低温でもなく、高温でもない一般的な再始動時の場合は、最小作動角Ｄ１が選択される。これによれば、吸気弁４，４のバルブリフト量や作動角が小さいので、動弁駆動フリクションが低減してスムーズな機関の回転上昇が得られることから、円滑で迅速な始動性を実現できる。

ここで、吸気弁４，４の最小作動角Ｄ１は、有効圧縮比を低減し、デコンプレッション効果を有するが吸気弁４，４の開弁時期(ＩＶＯ)が遅れることによる吸気攪拌効果によってややプレイグニッションを助長する可能性もあるので、高油温には最大作動角Ｄ３の方がやや有利である。

以上のように、機関停止時に、電動モータ０７などのクランク位置制御機構によってクランク角を全気筒の吸気弁４，４を非リフト状態である全気筒閉弁期間に予め設定しておいて、再始動時には機関油温などの機関状態に応じた目標作動角値に向け、クランキング回転に先だって吸気ＶＥＬ１に制御信号を出力するので、目標作動角への変換時間を短縮することができるのである。

以下、図１０に基づいて前記コントローラ２０による具体的な制御フローを説明する。

まず、ステップ１では、現在の機関状態が機関停止条件か否か、つまりイグニッションスイッチによってオフ操作される条件か否かを判断する。あるいは、アイドリングストップシステムを用いるハイブリット車であれば、自動的に機関が停止する条件か否かを判断する。

ノーと判断した場合は何も処理しないでリターンするが、イエス、つまり停止条件にあると判断した場合は、ステップ２に移行し、ここでは、吸気ＶＥＬ１の駆動モータ２０に吸気弁４，４が最小作動角Ｄ１となるように切り換え制御信号を出力する。

ステップ３では、クランク角変更機構の電動モータ０７に制御信号を出力して、クランクシャフト０２を全気筒の吸気弁４，４が閉弁状態となる範囲(期間)、例えばα１になるように制御する。

ステップ４では、吸気ＶＥＬ１が吸気弁４，４の作動角を実際に作動角Ｄ１になったか否か、また、前記機関停止時のクランク角が範囲α１内になったか否かを判断する。ここで、未だなっていないと判断した場合は、ステップ２に戻るが、なっている(例えば図９の星印Ｂ点)と判断した場合はステップ５に移行する。

このステップ５では、機関停止信号を出力して、ステップ６において機関回転が実際に停止する。

そして、次の機関再始動まで、内燃機関は停止状態を継続するが、吸気ＶＥＬ１は、前述のように、コイルスプリング３０のばね力を介して吸気弁４，４の最小作動角Ｄ１が安定した位置(デフォルト)にあり、この作動角Ｄ１が維持される。また、吸気ＶＴＣ２は、前述のように、バイアススプリング５５，５６のばね力によって吸気弁４，４の開閉時期が最遅角に安定した位置(デフォルト)にあり、最遅角が維持される。また、クランクシャフト０２は、図９の星印Ｂ点に維持される。

次に、ステップ７では、機関の再始動条件、つまり、例えばハイブリット車両の再加速要求シーンなどの再始動条件か否かを判断し、ノーと判断した場合はそのままリターンするが、エイスと判断した場合は、ステップ８に移行する。

このステップ８では、現在の機関状態の一つである例えば機関温度Ｔを水温センサなどから読み込み、ステップ９に移行し、このステップ９では、機関温度Ｔが所定の第１温度Ｔ１よりも大きいか否かを判断する。

前記ステップ９で、Ｔ≦Ｔ１と判断した場合、つまり冷機状態であると判断した場合には、ステップ１０に移行し、このステップ１０では、吸気ＶＥＬ１によって中間作動角Ｄ２を始動の目標作動角値Ｄｔに設定してステップ１４に移行する。この時点では、吸気ＶＴＣ２によって、吸気弁４，４は最遅角で安定しており、また、ＩＶＣも下死点付近になっている。すなわち、例えば、#１気筒のＩＶＣが#１気筒の下死点(＝#２気筒の圧縮上死点)付近になっている。したがって、有効圧縮比を高く設定することができることから冷機時の燃焼を改善できる。

前記ステップ９で、Ｔ＞Ｔ１と判断した場合は、ステップ１１に移行し、ここでは、さらに機関温度を比較判断し、現在の機関温度Ｔが第２温度Ｔ２よりも大きいか否かを判断する。ここで、Ｔ≧Ｔ２と判断した場合、つまり、高温であると判断した場合は、ステップ１２に移行する。

このステップ１２では、吸気弁４，４の大作動角Ｄ３を始動目標作動角値に設定する。ここで、吸気ＶＴＣ２は、最遅角で安定しており、#１気筒の吸気弁４，４のＩＶＣは#１気筒の下死点(＝#２気筒の圧縮上死点)より大きく遅角している。また、他の気筒の吸気弁４，４のＩＶＣも同様に当該気筒の下死点より大きく遅角している。

したがって、有効圧縮比を低くすることができ、よって、デコンプレッションによりプレイグニッションの発生を抑制することができる。また、高油温(低粘度)に起因して始動振動が大きくなるおそれがあるが、前記デコンプレッションによってこの始動振動を十分に抑制することができる。

前記ステップ１１でノーと判断した場合、つまりＴ２よりも低い温度であってＴ１＜Ｔ＜Ｔ２の関係になる場合は、一般的な始動条件であると判断して、ステップ１３において、吸気弁４，４の小作動角Ｄ１を始動目標作動角値Ｄｔに設定する。

このように、始動目標作動角値Ｄｔを決定した後は(ステップ１０，１２，１３)、クランキング回転に先立ち、ステップ１４において吸気弁４，４の作動角を始動目標作動角値Ｄｔへ切り換える信号を吸気ＶＥＬ１の駆動モータ２０に出力する。

ここで、前述した星印Ｂ点は、全気筒で吸気弁４，４が開弁していないクランク角であるから、バルブスプリング５，５のばね反力が制御カム１８には殆ど作用しない。このため、吸気ＶＥＬ１の駆動モータ２０の回転力によって制御軸１７を介して制御カム１８をスムーズに変換が開始される。かかる制御カム１８とロッカアーム１１との摺動部は、静摩擦係数(大)の領域から動摩擦係数(小)の領域に変化する。このため、一層作動がスムーズになり、一部の気筒で開弁し出す作動角Ｄ２になり、さらに最大作動角Ｄ３になるまで変換される場合であっても、このスムーズな変換作動が継続するのである。また、制御軸１７が回転し始めると、その慣性によってスムーズな変換作動が継続するのである。

続いて、ステップ１５では前記電動モータ０７によるクランクシャフト０２のクランキングが開始される。このクランキング開始は、目標作動角値Ｄｔに到達確認をしてからでも良いし、目標作動角値Ｄｔへの変換途中、あるいは変換終了未確認状態であっても構わない。

前者の場合は、クランキングの最初から目標作動角値Ｄｔになっているので、所望の始動性能の効果を得ることができる。また、前記電動モータ０７でクランキングを開始する際に、吸気ＶＥＬ１の駆動モータ２０のピーク電流時期は過ぎているので、十分なバッテリー電圧を電動モータ０７に供給でき、余力あるクランキングを実現できる。

一方、前記後者の場合は、変換終了を確認しなくとも素早くクランキングを開始できるので、前記ステップ７で機関の再始動条件であると判断された後に速やかにクランキングが開始され、即座に機関の燃焼状態に移行できるので、車両の急加速の際に有利である。本フローチャートは、後者の例を想定して記載してあり、ステップ１５で目標作動角値Ｄｔへの変換終了を確認しない状態でクランキングが開始される。

ところで、前記クランキング初期の初回コンプレションについて考察すると、#１気筒が星印Ｂ点(圧縮上死点僅かに手前)にある。したがって、機関停止後の筒内にはピストンの隙間から大気圧が予め流入してきており、大気圧を初期条件として前記Ｂ点から圧縮上死点まで圧縮を受けることになる。

しかしながら、そもそも前記Ｂ点が圧縮上死点に近いので、圧縮上死点までのピストンストロークが短く、コンプレッションはごく僅かであることから、クランキング回転がスムーズに上昇するため、この点からも一層始動性を向上できる。ここでもし、Ｂ点が圧縮上死点後であれば、初回コンプレション自体が発生せず、さらにクランキング回転をスムーズに上昇させることができるのである。

したがって、プレイグニッションや始動振動を回避できるのは勿論のこと、スピーディーな始動実現できる。

そして、ステップ１６では、目標作動角値Ｄｔになったか否かを判断し、イエスの場合は、その確認後に、ステップ１７において、燃料噴射、点火といった完爆制御が行われ、確実でスピーディーな始動が完了するのである。また、ステップ１６で、目標作動角値Ｄｔになっていないと判断した場合は、ステップ１４に戻って再度目標作動角値Ｄｔへの制御信号が出力され、ステップ１５でクランキングが開始継続される。

なお、本実施形態では、機関状態として機関温度を対象としているが、車速などを対象として含めることも可能であり、これらによって、ステップ８で期間の要求状態を検出し、それに応じて目標作動角を設定することもできる。
〔第２実施形態〕
図１１及び図１２は第２実施形態を示し、直列２気筒の内燃機関に適用したものであって、吸気ＶＥＬ１や吸気ＶＴＣ２の基本構成は第１実施形態のものと同様である。

図１１に示すように、機関停止時には、吸気ＶＥＬ１による吸気弁４，４の作動角はデフォルトの最小作動角Ｄ１’になっている。

ここで、#１気筒の圧縮上死点付近で両気筒の吸気弁４，４が閉弁状態のクランク角領域はα１’であり、また、#１気筒の吸気弁４，４の閉弁から#２気筒の吸気弁４，４の開弁までの区間であり、これらの区間は、図９に示す４気筒のα１と比較すると十分に拡がっている。なぜなら、気筒インターバルが４気筒では、クランク角１８０°しかないのに対して２気筒では３６０°に拡大したためである。

したがって、クランク位置変更機構の制御目標範囲がα１からα１’に拡大するので、クランク角位置変更機構の制御精度を低下させることができることになる。

また、最小作動角Ｄ１’、つまり、吸気弁４，４の開弁と閉弁の間の期間(作動角)をここでは第１実施形態に対して短く想定している。

最小作動角Ｄ１’は、第１実施形態では、図５に示すＤ１であるが、第２実施形態では、Ｄ１’となっている。第１実施形態では実際に開弁するポイントから閉弁するポイントの間の区間Ｄ１を意味するが、第２実施形態では、図１２に示す上りランプリフト点(微小リフトΔＬ)から下りランプ点(微小リフトΔＬ)の間の区間Ｄ１’をいう。

したがって、Ｄ１’＜Ｄ１の関係になるので、その分α１’をさらに拡大することができる。この結果、クランク位置変更機構の制御精度の要求が緩和される。あるいは、目標クランク停止位置範囲を満足させる制御性が改善されるといえる。

ここで、ランプリフト時のリンク姿勢を図１２に示すが、バルブスプリング５，５から荷重ＦＳが作用しても、揺動軸心に対する荷重点のオフセットΔＴが十分小さい。したがって、揺動カム９、９に作用するモーメントΔＭは十分に小さくなるので、リンクロッド１３などを介して制御カム１８に作用する荷重が十分に小さくなる。したがって、機関停止時においてもスムーズな制御軸１７の回転が可能となり、実質、完全な零リフトに近い切り換え制御を行うことができる。

因みに、ランプリフトを超えた例えばＬ１リフトの場合は、前記図３Ｂに示すように、荷重点のオフセットが大きく(Ｔ)、したがって、揺動カム９，９の作用するモーメントは大きくなり(Ｍ)、制御カム１８に作用する荷重は顕著に大きくなるので、機関停止状態での制御軸１７の円滑な回転(変換)は困難である。

さらに、クランク位置変更機構の制御目標範囲α１’の中間点であるＢ’点を目標ポイントとして電動モータ０７などによってクランクシャフト０２の回転位置制御を行えば、ピストン０１のフリクションのばらつきなどがあっても高精度に目標範囲α１’に入れることができる。

本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば気筒数を問わないが、気筒数が３気筒、２気筒と少なくなるほど全気筒の吸気弁４，４が閉弁となるクランク角範囲は拡大するので、制御はしやすくなる。

また、前記クランク位置変更機構としては、電動モータ０７とピニオンギア機構０６によって構成したが、これに限定されるものではなく、異なる形態で設けることも可能である。例えば、クランクシャフトの後端に電動モータを直結することも可能である。

また、車両としては、機関停止時に車両も停止する一般的なものに用いることができるのは勿論のこと、機関停止時にもモータで自走できるハイブリット車にも適用できる。

さらに、可変動弁機構として、制御軸１７の角度を変更することによって揺動カム９の姿勢を変化させるものを示したが、制御軸１７の軸方向位置を変更することで、揺動カム９の姿勢を変化させるものなど、他の構造のものにも適用することもできる。

前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。
〔請求項ａ〕請求項１に記載の内燃機関の制御装置であって、
内燃機関が停止する際には、前記可変動弁装置によって前記吸気弁の作動角可動範囲で小作動角側に制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｂ〕請求項２に記載の内燃機関の制御装置であって、
前記可変動弁装置は、吸気弁の作動角が零とならない最小作動角となるまで制御可能であり、内燃機関が停止際には、前記可変動弁装置によって最小作動角となるように制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。

この発明によれば、零でない初期作動角(リフト)から目標作動角に変換するので、変換巾がその分小さくなることから、変換応答時間を短縮できると共に、可変動弁装置の構造を簡素化できる。
〔請求項ｃ〕請求項１に記載の内燃機関の制御装置であって、
前記内燃機関の再始動時の機関温度が、所定の第１温度以下の場合には吸気弁の閉時期を吸気行程のピストン下死点付近となるように制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｄ〕請求項ｃに記載の内燃機関の制御装置であって、
前記内燃機関の再始動時の機関温度が、前記第１温度を超えた第２温度以上である場合には、前記吸気弁の閉時期が吸気行程のピストン下死点付近から乖離するように制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。

この発明によれば、再始動時の機関温度が低温であった場合に燃焼を改善し、再始動時における機関温度が高温であった場合のプレイグニッションや始動振動発生を回避することができる。
〔請求項ｅ〕請求項ｄに記載の内燃機関の制御装置であって、
前記内燃機関の再始動時の機関温度が、前記第１温度以下である場合には、吸気弁の作動角を機関温度が前記第１温度を超え第２温度未満の場合よりも大きくかつ、前記第２温度を超えた場合よりも小さくなるように制御したことを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｆ〕請求項１に記載の内燃機関の制御装置であって、
内燃機関が停止する際に、前記可変動弁装置によって、全気筒の吸気弁が非リフト状態となる閉弁期間が発生するように制御した後、前記クランク位置制御機構によって、クランクシャフトの停止位置が前記閉弁期間となるように制御したことを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｇ〕請求項１に記載の内燃機関の制御装置であって、
前記内燃機関はアイドリングストップ機能を有する車両に搭載されていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｈ〕請求項１に記載の内燃機関の制御装置であって、
前記クランク位置制御機構は、電動モータを制御することによってクランクシャフトの位置を制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｉ〕請求項１に記載の内燃機関の制御装置であって、
前記内燃機関は、該内燃機関を停止させて電動モータのみで走行可能なハイブリット車両に搭載されていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｊ〕請求項ｇに記載の内燃機関の制御装置であって、
前記クランク位置制御機構は、車両の走行に用いられる電動モータを制御することによってクランクシャフトの位置を制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｋ〕請求項１に記載の内燃機関の制御装置であって、
前記クランク位置制御機構は、発電に用いられるオルタネータを制御することによってクランクシャフトの位置を制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｌ〕請求項１に記載の内燃機関の制御装置であって、
前記内燃機関の再始動時に、イグニッションスイッチを操作して電源がオンになった際に前記可変動弁装置を機関運転状態に応じた吸気弁の始動リフト特性に制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｍ〕請求項ｌに記載の内燃機関の制御装置であって、
前記可変動弁装置を機関運転状態に応じた吸気弁の始動リフト特性に制御される前に、イグニッションスイッチにより強制クランキングがなされた場合には、クランキング回転中に前記可変動弁装置が吸気弁の始動リフト特性に向けて制御されることを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｎ〕請求項ｌに記載の内燃機関の制御装置であって、
前記可変動弁装置が吸気弁の始動リフト特性に制御された後に、クランキングを開始することを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｏ〕請求項ｎに記載の内燃機関の制御装置であって、
前記制御軸は、電動機の動力によって直接駆動されるものであることを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｐ〕請求項１に記載の内燃機関の制御装置であって、
内燃機関が停止する際のクランクシャフトの停止位置範囲を、所定気筒に関して圧縮行程のピストン上死点を含む所定範囲としたことを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｑ〕請求項１に記載の内燃機関の制御装置であって、
内燃機関が停止する際のクランクシャフトの停止位置範囲を、所定気筒に関して圧縮行程のピストン上死点の直前を含む範囲としたことを特徴とする内燃機関の制御装置。

請求項ｐ及びｑに記載の発明によれば、機関停止から再始動時の間に、圧縮行程のピストン上死点付近ないし直前の所定気筒内圧は大気圧まで低下するが、初回圧縮の際の圧縮ストロークが短いあるいは無くなるので、初回圧縮時のデコンプレッションも実現し、始動振動やプレイグニッションをさらに低減できる。

０２…クランクシャフト
０６…ピニオンギア機構(クランク位置変更機構)
０７…電動モータ(クランク位置変更機構)
０８…排気弁
１…吸気ＶＥＬ（リフト可変機構・可変動弁装置）
２…吸気ＶＴＣ（リフト位相可変機構・可変動弁装置）
４…吸気弁
５…バルブスプリング
６…駆動軸
７…駆動カム
９…揺動カム
１１…ロッカアーム
１７…制御軸
１８…制御カム
２０…駆動モータ
２２…コントローラ
３０…コイルスプリング(付勢部材)
３２…ベーン部材
５５，５６…バイアススプリング(付勢部材)

Claims (3)

1. 内燃機関のクランクシャフトの回転停止位置を変更可能なクランク位置変更機構と、制御軸の位置を変更することによって複数気筒の吸気弁の少なくとも作動角を変化させる可変動弁装置とを制御する内燃機関の制御装置であって、
   前記内燃機関が停止する際に、前記可変動弁装置によって全気筒の吸気弁が非リフト状態となる閉弁期間が生じる状態に制御すると共に、前記クランク位置変更機構によってクランクシャフトの停止位置が前記閉弁期間となるように制御し、
   前記内燃機関の再始動時に、クランキング回転に先だって前記可変動弁装置を機関の状態に応じた吸気弁の始動リフト特性となるように制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
2. 内燃機関のクランクシャフトの回転停止位置を変更可能なクランク位置変更機構と、制御軸の位置を変更することによって複数気筒の吸気弁の作動角を変化させる可変動弁装置とを制御する内燃機関の制御装置であって、
   前記内燃機関が停止する際に、前記可変動弁装置とクランク位置変更機構によって前記制御軸にバルブスプリングからのばね荷重が殆ど作用しないように制御し、
   前記内燃機関の再始動時に、クランキング回転に先だって前記制御軸の位置を始動に適した位置となるように制御することを特徴とする内燃機関の制御装置。
3. 内燃機関のクランクシャフトの回転停止位置を変更可能なクランク位置変更機構と、複数気筒の吸気弁の作動角とリフト量を変化させる可変動弁装置と、前記クランク位置変更機構と前記可変動弁装置の制御を行う制御装置を備えた内燃機関の制御システムであって、
   前記内燃機関が停止する際に、前記可変動弁装置によって全気筒の吸気弁が非リフト状態となる閉弁期間が生じる状態に制御すると共に、前記クランク位置変更機構によってクランクシャフトの回転停止位置が前記閉弁期間となるように制御し、
   前記内燃機関の再始動時に、クランキング回転に先だって前記可変動弁装置を機関の状態に応じた吸気弁の始動リフト特性に向けて制御することを特徴とする内燃機関の制御システム。

Images