(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関のクランクシャフトに対して同期回転する駆動側回転体と、
前記駆動側回転体に対して同軸上に配置され、前記内燃機関の弁開閉用のカムシャフトに同期回転する従動側回転体と、
前記駆動側回転体と前記従動側回転体とで形成され、前記駆動側回転体及び前記従動側回転体の少なくとも一方に設けられた仕切部によって遅角室と進角室とに仕切られた流体圧室と、
前記従動側回転体を前記駆動側回転体に対して進角位相方向に付勢する付勢機構と、
作動流体の供給を行うポンプから前記流体圧室への前記作動流体の供給及び前記流体圧室からの作動流体の排出を制御する流体制御機構と、を備えると共に、
前記従動側回転体の前記駆動側回転体に対する相対位相である相対角度を検出する角度情報検出部と、
前記作動流体の温度を測定する流体温度計測部と、
前記ポンプの吐出圧力を測定する吐出圧力計測部と、
前記相対角度が所定の目標角度となるように、前記相対角度と前記作動流体の油温と前記ポンプの吐出圧力とに基づいて、前記流体制御機構を制御する制御部と、を備え、
前記流体制御機構は、前記流体圧室への前記作動流体の供給または前記流体圧室からの前記作動流体の排出が停止される閉塞制御位置と、前記流体圧室への前記作動流体の供給または前記流体圧室からの前記作動流体の排出が行われる遅角制御位置又は進角制御位置との間を変位し、
前記流体制御機構へのデューティ出力が０％のときに前記遅角制御位置及び前記進角制御位置の一方に位置し、前記デューティ出力が増大すると前記閉塞制御位置を経由して前記遅角制御位置及び前記進角制御位置の他方へと変位するとともに、前記閉塞制御位置に変位したときに、当該閉塞制御位置におけるデューティ出力に対応するトルクの値が前記遅角制御位置または前記進角制御位置におけるデューティ出力に対応するトルクの値に補正され、補正後のトルクの値に基づいてデューティ出力が決定される弁開閉時期制御装置。
【請求項２】
前記制御部は、前記相対角度と前記付勢機構による付勢力を補正する補正量とを関連付けたマップを用いたマップ制御により出力される前記相対角度に基づいた制御値と、
油温、前記ポンプの回転数、及び、目標角度と実角度の差を入力とするＰＩＤ制御により出力される前記油温および前記吐出圧力に基づいた制御と、に基づいたデューティ制御を行なう請求項１に記載の弁開閉時期制御装置。
【請求項３】
前記目標角度は、エンジン回転数およびスロットル開度に基づいて推定されたエンジントルクとエンジン回転数とに基づいてマップから決定される請求項１又は２に記載の弁開閉時期制御装置。
【請求項４】
前記ＰＩＤ制御においては、制御定数を変更する請求項２に記載の弁開閉時期制御装置。
【請求項５】
前記制御部は、前記流体制御機構を動作させるに際し、前記相対角度に応じて補正された前記トルクを用いる請求項１〜４の何れか一項に記載の弁開閉時期制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、内燃機関のクランクシャフトに対して同期回転する駆動側回転体と、駆動側回転体に対して同軸上に配置され、内燃機関の弁開閉用のカムシャフトに同期回転する従動側回転体と、駆動側回転体と従動側回転体とで形成され、駆動側回転体及び従動側回転体の少なくとも一方に設けられた仕切部によって遅角室と進角室とに仕切られた流体圧室と、従動側回転体を駆動側回転体に対して進角位相方向に付勢する付勢機構と、作動流体の供給を行うポンプから流体圧室への作動流体の供給及び流体圧室からの作動流体の排出を制御する流体制御機構と、を備える弁開閉時期制御装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
上述のような弁開閉時期制御装置として、特許文献１のような弁開閉時期制御装置がある。このような弁開閉時期制御装置に用いられる流体制御機構には応答性の低い不感帯と呼ばれる領域が有するものがある。このような不感帯では制御が不安定になるという問題が知られている。
【０００３】
この問題を解決するために、不感帯の中心値を基準として使用信号域を決定し、流体制御機構に対する制御信号を使用信号域内において設定する技術がある（特許文献２参照）。この特許文献２の技術では、流体制御機構を制御する制御信号を設定する領域を制御可能な範囲とすることにより、使用信号が不感帯に位置することを回避し、制御性を向上させている。
【０００４】
また、流体制御機構を制御する際に、制御方向（進角方向または遅角方向）に応じて異なるオフセット量を設定する装置が知られている（特許文献３参照）。この特許文献３の装置では、進角方向への変位時と遅角方向への変位時とでは異なる符号のオフセットを付加している。これにより、ばね（付勢機構）による付勢力を補正し、適切な制御を実現している。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２００９−７４３８４号公報
【特許文献２】特開２００８-１１５７２９号公報
【特許文献３】特開２００９−１３８６５０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
しかしながら、特許文献１の弁開閉時期制御装置では、流体制御機構を制御する際に付勢機構による付勢力が考慮されていないため、駆動側回転体に対する従動側回転体の相対角度を所望の角度にすることが困難である。また、特許文献２の装置は付勢機構を有していないため、付勢機構を有した装置への適用は困難である。一方、特許文献３の装置では付勢機構に対する検討が行われているが、単に制御方向（進角方向または遅角方向）に応じてオフセットの符号を異ならせているだけであり、付勢機構の付勢力に対する検討が不十分である。
【０００７】
本発明の目的は、このような課題に鑑み、付勢機構の付勢力を考慮した制御を可能とする弁開閉時期制御装置を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
前記課題を解決するために、本発明の弁開閉時期制御装置は、内燃機関のクランクシャフトに対して同期回転する駆動側回転体と、前記駆動側回転体に対して同軸上に配置され、前記内燃機関の弁開閉用のカムシャフトに同期回転する従動側回転体と、前記駆動側回転体と前記従動側回転体とで形成され、前記駆動側回転体及び前記従動側回転体の少なくとも一方に設けられた仕切部によって遅角室と進角室とに仕切られた流体圧室と、前記従動側回転体を前記駆動側回転体に対して進角位相方向に付勢する付勢機構と、作動流体の供給を行うポンプから前記流体圧室への前記作動流体の供給及び前記流体圧室からの作動流体の排出を制御する流体制御機構と、を備えると共に、前記従動側回転体の前記駆動側回転体に対する相対位相である相対角度を検出する角度情報検出部と、前記作動流体の温度を測定する流体温度計測部と、前記ポンプの吐出圧力を測定する吐出圧力計測部と、前記相対角度が所定の目標角度となるように、前記相対角度と前記作動流体の油温と前記ポンプの吐出圧力とに基づいて、前記流体制御機構を制御する制御部と、を備え、前記流体制御機構は、前記流体圧室への前記作動流体の供給または前記流体圧室からの前記作動流体の排出が停止される閉塞制御位置と、前記流体圧室への前記作動流体の供給または前記流体圧室からの前記作動流体の排出が行われる遅角制御位置又は進角制御位置との間を変位し、前記流体制御機構へのデューティ出力が０％のときに前記遅角制御位置及び前記進角制御位置の一方に位置し、前記デューティ出力が増大すると前記閉塞制御位置を経由して前記遅角制御位置及び前記進角制御位置の他方へと変位するとともに、前記閉塞制御位置に変位したときに、当当該閉塞制御位置におけるデューティ出力に対応するトルクの値が前記遅角制御位置または前記進角制御位置におけるデューティ出力に対応するトルクの値に補正され、補正後のトルクの値に基づいてデューティ出力が決定される。
【０００９】
この構成では、付勢機構により、従動側回転体は駆動側回転体に対して進角位相方向に付勢されている。この付勢力は付勢機構を構成するばね等の変形量、すなわち、駆動側回転体に対する従動側回転体の相対位相（以下、相対角度と称する）に応じて異なっている。また、一般的に、作動流体の油温が高くなると作動流体の粘性が低くなり、流体制御機構のソレノイド等の応答時間が速くなる。一方、ポンプの吐出力が大きいほど、流体制御機構の応答時間が速くなる。そのため、上記構成では、相対角度が所定の目標角度となるように、相対角度と作動流体の油温とポンプの吐出圧力とに基づいて、前記流体制御機構を制御する制御部を備えている。なお、ここでの目標角度とは内燃機関の弁の開閉状態が適正となる相対角度であり、上述のように相対角度を制御することにより、内燃機関の弁の開閉状態を適正にすることができ、内燃機関の燃費を向上させることができる。
また、現実の流体制御機構に対するデューティ出力と従動側回転体のトルクとの相関関係は、進角側から遅角側へ作動させる場合と、進角側から遅角側に移動させる場合とでヒステリシスが生じる。これは、進角方向への付勢機構の付勢の有無や、カムシャフトに対する反トルクの影響などがあるためである。そのため、上述の構成では、現実の相関関係に代えて、現実の相関関係を補正している。これにより、流体制御機構の動作が不安定になる不感帯での制御を安定化することができる。
【００１０】
流体制御機構の制御方法としては、マップ制御やＰＩＤ制御がある。制御をマップ制御のみで行った場合には個体差に対して十分適用することができないため、製品毎に制御にばらつきが生じ望ましくない。一方、流体制御機構の制御をＰＩＤ制御のみで行った場合には、個体差に対しても十分対応が可能である。しかしながら、油温や油圧のばらつきにより、制御の対象の特性が変動する場合、チューニングの労力が増大するため、望ましくない。そのため、本発明の弁開閉時期制御装置の好適な実施形態の一つでは、前記制御部は、前記相対角度と補正量とを関連付けたマップを用いたマップ制御により出力される前記相対角度に基づいた制御値と、油温、前記ポンプの回転数、及び、目標角度と実角度の差を入力とするＰＩＤ制御により出力される前記油温および前記吐出圧力に基づいた制御と、に基づいたデューティ制御を行なう。
【００１１】
この構成では、マップ制御に適したパラメータに対してはマップ制御を行い、他のパラメータに対してはＰＩＤ制御を行っている。これにより、個体差への適用とチューニングの労力とのバランスを取りつつ、適切な制御を行うことができる。マップ制御に適したパラメータとは、入力と出力との関係が線形等の簡易な関係であり、本発明においては相対角度と付勢機構の付勢力を補正するための補正量との関係は１次式または２次式で近似可能な関係にあるため、相対角度を入力とした制御にはマップ制御を用いている。一方、油温とポンプの吐出力に基づく制御はＰＩＤ制御を用いている。なお、通常ポンプの吐出力はポンプの回転数に比例するため、上記構成ではＰＩＤ制御の入力としてポンプの吐出力に代えてポンプの回転数を用いている。この構成では、ポンプとしてエンジンの駆動力により駆動される機械式の油圧ポンプを使用すると、ポンプの回転数はエンジンの回転数となるため、ポンプの回転数を計測するためのセンサが不要となる。このように、この構成では、３つの入力パラメータを用いることにより安定した制御を行うことができるとともに、入力パラメータに応じてマップ制御とＰＩＤ制御とを組み合わせることにより、制御パラメータのチューニングの労力を低減することができる。
【００１２】
本発明の弁開閉時期制御装置の好適な実施形態の一つでは、前記目標角度は、エンジン回転数およびスロットル開度に基づいて推定されたエンジントルクとエンジン回転数とに基づいてマップから決定される。
【００１３】
スロットルの状態はドライバが直接操作するアクセルペダルの操作を明確に表している。そのため、エンジン回転数とスロットル開度とを用いることにより、そのときにドライバが望むエンジントルクをより正確に演算することができる。したがって、上記構成とすることにより、ドライバが望む場合には、ドライバの操作感覚を最優先にした操縦性を現出することができる。
【００１４】
本発明の弁開閉時期制御装置の好適な実施形態の一つでは、前記ＰＩＤ制御においては、制御定数を変更する。
【００１５】
この構成では、制御定数を変更するという簡易な処理により相対角度の変更の応答性を向上させることができる。
【００１６】
【００１７】
【００１８】
本発明の弁開閉時期制御装置の好適な実施形態の一つでは、前記制御部は、前記流体制御機構を動作させるに際し、前記相対角度に応じて補正された前記トルクを用いる。
【００１９】
上述したように、本発明の弁開閉時期制御装置では、従動側回転体は付勢機構によって進角方向に付勢されている。そのため、従動側回転体の相対角度が遅角側にあるほど、付勢機構の付勢力が強くなるため従動側回転体のトルクが得やすくなる。一方、従動側回転体の相対角度が進角側にあるほど付勢機構の付勢力が弱くなるため従動側回転体のトルクが得にくくなる。したがって、従動側回転体が進角側にあるほど、流体制御機構を迅速に作動させ、従動側回転体の動作を高める必要がある。そこで、上記構成では、相対角度に応じてトルクを補正し、その補正されたトルクを用いて補正後相関関係に基づく流体制御機構の制御を行っている。これにより、付勢機構の付勢力の変動の影響を低減した弁開閉時期の制御を行うことができる。
【図面の簡単な説明】
【００２０】
【図１】本発明による弁開閉時期制御装置の全体構成を示す破断断面図である。
【図２】弁開閉時期制御装置の一つの作動状態における図１のII−II断面図である。
【図３】最遅角位相における弁開閉時期制御装置の模式図である。
【図４】最進角位相における弁開閉時期制御装置の模式図である。
【図５】制御部の各機能部を表す機能ブロック図である。
【図６】デューティ出力決定処理の流れを表すフローチャートである。
【図７】デューティ出力の求め方を模式的に表した図である。
【図８】実測されたデューティ出力と従動側回転体のトルクとの相関関係を表す図である。
【発明を実施するための形態】
【００２１】
以下、図面を用いて本発明の弁開閉時期制御装置の実施形態を説明する。図１は、本発明の弁開閉時期制御装置の構成を模式的に示す断面図である。図２は、図１のII−II断面図であり、１つの作動状態における位相変換機構１の状態を模式的に示す平面図である。位相変換機構１は、エンジン（内燃機関）のクランクシャフトに対して同期回転する駆動側回転体１２と、駆動側回転体１２に対して同軸上に配置され、内燃機関の弁開閉用のカムシャフト１０に同期回転する従動側回転体１１とを備えている。本実施形態では、駆動側回転体１２の内側に従動側回転体１１が配置されている。また、駆動側回転体１２は、本実施形態ではスプロケットを用いているが、プーリ等他の構成としても構わない。駆動側回転体１２には、図示しないベルトやチェーン等の伝達機構を介してエンジンのクランクシャフトからの回転力が伝達される。従動側回転体１１はボルト１４でカムシャフト１０に固定されており、従動側回転体１１が駆動側回転体１２と連動回転することにより、カムシャフト１０が回動され、エンジンの吸気弁や排気弁が開閉作動する。
【００２２】
図２に示すように、駆動側回転体１２と従動側回転体１１との間には、空間２（本発明の流体圧室の例）が形成されている。この空間２は、可動する仕切りであるベーン１３（本発明における仕切部の例）によって２種類の圧力室２Ａおよび２Ｂに分割されている。空間２の容積は不変であるため、空間２の中でベーン１３の位置が変化することによって、圧力室２Ａおよび２Ｂの容積は相補的に変更されることとなる。圧力室２Ａおよび２Ｂの容積が変化すると、駆動側回転体１２に対する従動側回転体１１の相対的な位相（以下、相対角度と称する）が変更される。この相対角度が変更されることにより、ピストン運動するエンジンに対する吸気弁や排気弁の開閉タイミングが変更される。なお、圧力室２Ａおよび２Ｂとの仕切りは図２に示すようなブロック状のベーン１３に限らず、板状のものでもよい。また、本実施形態では、空間２は駆動側回転体１２の凹部により形成され、ベーン１３は従動側回転体１１に設けられているが、空間２を従動側回転体１１の凹部により形成し、ベーン１３を駆動側回転体１２に設けても構わない。
【００２３】
本実施形態では、位相変換機構１全体は時計回りに回転する。図２は、内燃機関の始動に適した相対角度として設定されている中間ロック位相を示している。この中間ロック位相は、駆動側回転体１２に対して従動側回転体１１の相対角度が最も遅れた最遅角位相状態と、駆動側回転体１２に対して従動側回転体１１の相対角度が最も進んだ最進角位相状態との間の中間領域に設定されており、ロック機構６によって固定保持されている。
【００２４】
図２の状態から、ロック機構６を解除し、圧力室２Ａにエンジンオイル（本発明の作動流体の例）が供給され、圧力室２Ｂからエンジンオイルが排出されると、圧力室２Ｂに対する圧力室２Ａの相対的な容積が増加する。これにより、従動側回転体１１の相対角度が遅角側に変化する。逆に、圧力室２Ｂにエンジンオイルが供給され、圧力室２Ａからエンジンオイルが排出されると、従動側回転体１１の位相が進角側に変化する。このような理由から、以降の説明では、圧力室２Ａを遅角室、圧力室２Ｂを進角室と称する。また、図１に示す、遅角室２Ａに通じる流路と進角室２Ｂに通じる流路をそれぞれ遅角流路２１、進角流路２２と称する。なお、遅角室２Ａおよび進角室２Ｂは完全密閉されていない。そのため、それぞれの容量を超えるエンジンオイルが供給されると、エンジンオイルは位相変換機構１の外側へ漏れ出す。漏れ出したエンジンオイルはエンジンの各部へ供給されるエンジンオイルと共に回収される。
【００２５】
図２に示すように、ロック機構６は、駆動側回転体１２に設けられた遅角用ロック部６Ａおよび進角用ロック部６Ｂと、従動側回転体１１の最外周面の一部に形成されたロック凹部６２とを備えている。遅角用ロック部６Ａおよび進角用ロック部６Ｂは、それぞれ、遅角側への相対角度の変位および進角側への相対角度の変位を規制するよう機能している。遅角用ロック部６Ａおよび進角用ロック部６Ｂは、それぞれ、駆動側回転体１２上に径方向に摺動変位可能に支持されたロック片６０Ａおよび６０Ｂ、ロック片６０Ａおよび６０Ｂを径方向内向きに突出付勢するバネ６１を有している。ロック凹部６２は従動側回転体１１の周方向に沿って設けられており、ロック片６０Ａと６０Ｂとが係入されることにより本来のロック機能を果たすための係止溝６２Ｍと、係止溝６２Ｍよりもロック片６０Ａによる係止深度が浅くなっている規制補助係止溝６２ａを備えた二段状の溝となっている。図２に示すように、規制補助係止溝６２ａは、係止溝６２Ｍの最進角側の端部から進角側に向かって延設されている。なお、ロック片６０Ａと６０Ｂの形状としては、プレート形状、ピン形状などを適宜採用することができる。
【００２６】
遅角用ロック部６Ａは、遅角用ロック片６０Ａを係止溝６２Ｍに係入させることで従動側回転体１１が中間ロック位相から遅角側へ変位することを阻止している。一方、進角用ロック部６Ｂは、進角用ロック片６０Ｂをロック凹部６２内に係入させることで、従動側回転体１１が中間ロック位相から進角側へ変位することを阻止している。
【００２７】
規制補助係止溝６２ａよりも深い係止溝６２Ｍの幅は、遅角用ロック片６０Ａと進角用ロック片６０Ｂとの、互いに従動側回転体１１の周方向に離間した側面どうしの距離と略一致させてある。したがって、図２に示すように、遅角用ロック片６０Ａおよび進角用ロック片６０Ｂの両方を同時に係止溝６２Ｍに係入させることで、従動側回転体１１の相角度を、実質的に許容幅を持たない中間ロック位相に拘束する、いわゆるロック状態とすることができる。
【００２８】
なお、ロック凹部６２は従動側回転体１１に形成されたロック流路６３に連通しており、ロック流路６３は後述する油圧回路７の第２制御弁７５に接続されている。第２制御弁７５からロック流路６３を介してロック凹部６２にエンジンオイルが供給されると、ロック凹部６２に係入していた一対のロック片６０Ａと６０Ｂとは、その先端が従動側回転体１１の最外周面よりも僅かに径方向外側に位置するまで駆動側回転体１２側に退避する。これにより、駆動側回転体１２と従動側回転体１１との間のロック状態が解除され、相対位相の変位が可能な状態になる。
【００２９】
図１に示すように、油圧回路７はエンジンにより駆動されてエンジンオイルの供給を行う第１ポンプ７１と、第１ポンプ７１の下流側に設けられた第２ポンプ７２と、第１ポンプ７１と第２ポンプ７２との間に設けられてエンジンオイルが貯留可能な貯留部７３とを有している。
【００３０】
第１ポンプ７１は、エンジンのクランクシャフトの駆動力により駆動される機械式の油圧ポンプである。第１ポンプ７１は、オイルパン７６に貯留されたエンジンオイルを吸入ポートから吸入し、吐出ポートから下流側に吐出する。第１ポンプ７１の吐出ポートは、フィルタ７７を介して、エンジン潤滑系７８および貯留部７３に連通している。なお、エンジン潤滑系７８には、エンジンおよびその周囲のエンジンオイルの供給を必要とする全ての部位を含む概念である。
【００３１】
第２ポンプ７２は、エンジンとは異なる動力、例えば電動モータにより駆動される電動ポンプである。したがって、第２ポンプ７２は、エンジンの動作状態に関係なく制御部８からの動作信号に従って動作可能となっている。第２ポンプ７２は、貯留部７３に貯留されたエンジンオイルを吸入ポートから吸入し、吐出ポートから下流側に吐出する。第２ポンプ７２の吐出ポートは、第１制御弁７４および第２制御弁７５に連通している。また、油圧回路７は、第２ポンプ７２に対して並行するように、第２ポンプ７２の上流側の流路と下流側の流路とを連通させるバイパス流路７９を有している。このバイパス流路７９には、チェックバルブ７９ａが設けられている。
【００３２】
貯留部７３は、第１ポンプ７１と第２ポンプ７２との間に設けられ、一定量のエンジンオイルを貯留可能な貯留室７３ａを有している。また、貯留部７３は、貯留室７３ａを第１ポンプ７１の下流側の流路に連通させる第１連通口７３ｂ、第１連通口７３ｂより低い位置に設けられ、貯留室７３ａを第２ポンプ７２の上流側の流路に連通させる第２連通口７３ｃ、および第１連通口７３ｂより高い位置に設けられ、貯留室７３ａをエンジン潤滑系７８に連通させる潤滑系連通口７３ｄを有している。
【００３３】
エンジンの停止状態、すなわち第１ポンプ７１の停止状態では、第２ポンプ７２は空間２およびロック機構６に対してエンジンオイルを供給する動作を行う。したがって、第１連通口７３ｂより低く第２連通口７３ｃより高い領域の容量が、空間２およびロック機構６のロック凹部６２の容量と、これらから第２ポンプ７２までの間の流路等の容量とを合わせた容量以上となるように、貯留部７３の貯留室７３ａの容量は設定されている。これにより、第１ポンプ７１が停止状態でも、第２ポンプ７２により、従動側回転体１１の相対角度を目標の相対角度に変位させることが可能となる。
【００３４】
また、油圧回路７は、空間２へのエンジンオイルの供給を制御する第１制御弁７４（本発明の流体制御機構の例）と、ロック機構６へのエンジンオイルの供給を制御する第２制御弁７５とを有している。さらに、油圧回路７は、第２ポンプ７２、第１制御弁７４および第２制御弁７５の動作制御を行う制御部８を有している。本実施形態では、制御部８はＥＵＣ（Electronic Control Unit）を中核として構成されている。
【００３５】
第１制御弁７４としては、例えば、制御部８からのソレノイドへの通電によってスリーブ内に摺動可能に配置されたスプールをスプリングに抗して変位させる可変式電磁スプールバルブを用いることができる。この第１制御弁７４は、進角流路２２に連通する進角ポートと、遅角流路２１に連通する遅角ポートと、第２ポンプ７２の下流側の流路に連通する供給ポートと、オイルパン７６に連通するドレインポートとを有している。第１制御弁７４は、進角ポートと供給ポートとを連通し、遅角ポートとドレインポートとを連通する進角制御位置、遅角ポートと供給ポートとを連通し、進角ポートとドレインポートとを連通する遅角制御位置、および進角ポートと遅角ポートとを閉塞するホールド制御位置の３つの状態制御を行うことが可能な３位置制御弁となっている。この第１制御弁７４は、制御部８からの制御信号（デューティ出力）によりソレノイドが摺動することにより、空間２内のエンジンオイルを制御するとともに、従動側回転体１１の相対角度を制御する。具体的には、デューティ出力が０％の時には第１制御弁７４は遅角制御位置にあり、デューティ出力が上がるに伴い、閉塞制御位置を経由し、進角制御位置へと変位する。すなわち、従動側回転体１１を最遅角位相状態から最進角位相状態に変位させる途中で、第１制御弁７４は閉塞状態となる。この状態では、空間２に対するエンジンオイルの供給が遮断されるため、デューティ出力を上げても、従動側回転体１１の位相はほとんど変化しない。この区間を不感帯という（図８参照）。この不感帯が存在するためにエンジンの運転状態の円滑な切換を行うことができない。また、このデューティ出力がこの不感帯にある状態では理想的な弁開閉時期が得られないため、十分な燃費の向上を得ることができなくなっている。
【００３６】
第２制御弁７５は、第１制御弁７４と同様に可変式電磁スプールバルブにより構成することができる。この第２制御弁７５は、ロック機構６の作動油流路であるロック流路６３に連通するロックポートと、第２ポンプ７２の下流側の流路に連通する供給ポートと、オイルパン７６に連通するドレインポートとを有している。第２制御弁７５は、ロックポートと供給ポートとを連通するロック解除制御位置、およびロックポートとドレインポートとを連通するロック制御位置の２つの状態制御を行うことが可能な２位置制御弁となっている。この第２制御弁７５は、制御部８からの制御信号により制御されて動作し、ロック機構の制御を行う。なお、第２制御弁７５とロック機構６とを接続するロック流路６３は、位相変換機構１内の進角流路２２や遅角流路２１と第１制御弁７５とを接続する流路とは独立しており、ロック機構６に対する作動油の給排制御は、遅角室２Ａや進角室２Ｂへの作動油の給排制御とは独立した制御が可能となっている。
【００３７】
駆動側回転体１２と従動側回転体１１との間には、従動側回転体１１を進角側に付勢する付勢力（アシストトルク）を与える付勢機構としてのトーションスプリング３が設けられている。従動側回転体１１は、吸気弁や排気弁のバルブスプリングや位相変換機構１から受ける抵抗により、駆動側回転体１２に対して遅れがちになる。そのため、トーションスプリング３は、この従動側回転体１１の遅れ、すなわち遅角側へ位相を抑制するよう機能している。
【００３８】
トーションスプリング３は、図１および図３に示されているように、一方の端部３ａが駆動側回転体１２に固定されており、他方の端部３ｂが従動側回転体１１に設けられた径方向係止部１５に係止されている。
【００３９】
図３および図４に、駆動側回転体１２と従動側回転体１１との間の相対位相の変遷を示している。図３および図４はそれぞれ、最遅角位相、最進角位相を示している。すなわち、駆動側回転体１２に対して従動側回転体１１が時計方向に回転するに従って、最遅角位相から、中間ロック位相（図２参照）を経て、最進角位相に達する。
【００４０】
図５に示すように、制御部８には、トルク推定部８１、目標角度決定部８２、相対角度算出部８３（本発明の角度情報検出部の例）、偏差算出部８４、制御定数決定部８５、ＰＩＤ制御部８６、補正部８７、デューティ出力決定部８８がソフトウェアにより構成されている。また、制御部８には、エンジンオイルの油温を計測する油温センサ９１（本発明の流体温度計測部の例）、エンジンの回転数を計測するエンジン回転数センサ９２、スロットルの開度を計測するスロットルセンサ９３、クランク角を検出するクランク角センサ９４とカムシャフト１０の角度を検出するカムシャフト角センサ９５からの信号が入力されている。
【００４１】
トルク推定部８１は、エンジン回転数およびスロットル開度に基づいて、ドライバが所望するエンジントルクを推定する。本実施形態では、トルク推定部８１にはエンジン回転数、スロットル開度およびエンジントルクを関連付けたマップが記憶されおり、トルク推定部８１はそのマップに基づいてエンジントルクを推定している。
【００４２】
目標角度決定部８２は、エンジン回転数およびトルク推定部８１により推定されたエンジントルクに基づいて、従動側回転体１１の相対角度の目標値（以下、目標角度と称する）を決定する。本実施形態では、目標角度決定部８２にはエンジントルクと目標角度とが関連付けられたマップが記憶されており、目標角度決定部８２はそのマップに基づいて目標角度を決定している。なお、上述したように、本実施形態では、第１ポンプ７１はエンジンのクランクシャフトの駆動力により駆動される機械式の油圧ポンプとして構成しているため、エンジン回転数を第１ポンプ７１の吐出力の代わりとして用いることができる。したがって、この構成では、エンジン回転数センサ９２が吐出圧力計測部として機能することとなる。
【００４３】
相対角度算出部８３は、クランク角センサ９４により計測されたクランク角とカムシャフト角センサ９５により計測されたカムシャフト１０の角度とに基づいて、従動側回転体１１の相対角度を算出している。
【００４４】
偏差算出部８４は、目標角度決定部８２により決定された目標角度と相対角度算出部８３により算出された相対角度とから、現実の相対角度と目標角度とのずれ（偏差）を算出する。
【００４５】
制御定数決定部８５は、偏差算出部８４により算出された偏差に基づいてＰＩＤ制御における制御定数を決定する。
【００４６】
ＰＩＤ制御部８６は、偏差算出部８４により算出された偏差と制御定数決定部８５により決定された制御定数とを用いて、制御値としてのデューティ出力を算出する。本実施形態では、ＰＩＤ制御部８６は、（デューティ出力）=（制御定数）×（偏差）＋（制御定
数）×（偏差の積分値）＋（制御定数）×（偏差の微分値）によりデューティ出力を求めるものとする。なお、制御定数決定部８５とＰＩＤ制御部８６により本発明のＰＩＤ制御を実現している。
【００４７】
補正部８７は、トーションスプリング３の付勢力を補正する機能を有している。ＰＩＤ制御部８６により算出されたデューティ出力は、トーションスプリング３の付勢力を考慮していないものである。そのため、ＰＩＤ制御部８６により算出されたデューティ出力を用いて流体制御機構７４を制御しても従動側回転体１１に対して適切なトルクを与えることができない。そこで、補正部８７は、ＰＩＤ制御部８６により算出されたデューティ出力により生じるトルクに対してトーションスプリング３の付勢力に基づいた補正を行っている。なお、補正部８７により本発明のマップ制御を実現している。
【００４８】
デューティ出力決定部８８は、補正部８７により補正されたトルクに基づいて、最終的なデューティ出力を決定する。
【００４９】
図６は、本実施形態におけるデューティ出力の決定処理の流れを表すフローチャートである。なお、制御部８には、油温センサ９１、エンジン回転数センサ９２、スロットルセンサ９３、クランク角センサ９４、カムシャフト角センサ９５からの計測値がリアルタイムで入力されているものとする。
【００５０】
まず、トルク推定部８１はエンジン回転数センサ９２からのエンジン回転数およびスロットルセンサ９３からのスロットル開度を取得し、それらの値に基づいてマップからエンジントルクを推定する（＃０１）。スロットル開度は、アクセルペダルの踏み込みに応じて決定されるものであるため、スロットル開度はドライバが所望するエンジントルクを的確に表していると考えられる。したがって、エンジントルクを推定するための因子としてスロットル開度を用いることは好ましい。推定されたエンジントルクは目標角度決定部８２に送られる。
【００５１】
目標角度決定部８２は、トルク推定部８１から推定されたエンジントルクを取得するとともに、エンジン回転数センサ９１からエンジン回転数を取得し、これらの値を用いてマップから従動側回転体１１の相対角度の目標値である目標角度を決定する（＃０２）。決定された目標角度は偏差算出部８４に送られる。
【００５２】
相対角度算出部８３は、クランク角センサ９４により計測されたクランク角とカムシャフト角センサ９５により計測されたカムシャフト１０の角度とを取得し、これらの値に基づいて従動側回転体１１の現在の相対角度を算出する（＃０３）。算出された相対角度は偏差算出部８４および補正部８７に送られる。
【００５３】
偏差算出部８４は、目標角度決定部８２から目標角度、相対角度算出部８３から相対角度を取得し、これらの値に基づいて偏差を算出する（＃０４）。具体的には、（相対角度）−（目標角度）を算出する。これにより、現在の相対角度の目標角度に対する残差が得られることになる。算出された偏差はＰＩＤ制御部８６に送られる。
【００５４】
制御定数決定部８５は、油温センサ９１からエンジンオイルの油温を取得するとともにエンジン回転センサ９２からエンジン回転数を取得し、これらに基づいてＰＩＤ制御における制御定数を決定する（＃０５）。エンジンオイルの油温が低いときにはその粘性が高いため、空間２からの漏れが少なく、従動側回転体１１の応答性が高いという特性がある。また、本実施形態では、流体制御機構７４にエンジンオイルを供給する第１ポンプ７１はエンジンのクランクシャフトの駆動力により駆動される機械式の油圧ポンプを採用しているため、エンジンの回転数が高いほど従動側回転体１１の応答性能が高いという特性がある。そのため、従動側回転体１１の応答性能を決定付けるエンジンオイルの油温とエンジン回転数に基づいて制御定数を決定することは好ましい。なお、制御定数決定部８５により決定された制御定数はＰＩＤ制御部８６に送られる。
【００５５】
ＰＩＤ制御部８６は、偏差算出部８４から従動側回転体１１の目標角度に対する現在の相対角度の偏差を取得するとともに、制御定数決定部８５から制御定数を取得し、これらの値に基づいて、制御値としてのデューティ値を算出する（＃０６）。上述したように、本実施形態では、（デューティ出力）=（制御定数）×（偏差）＋（制御定数）×（偏差
の積分値）＋（制御定数）×（偏差の微分値）によりデューティ出力が求められるため、この式に制御定数および偏差を代入することによりデューティ出力を算出することができる。算出されたデューティ出力は補正部８７に送られる。
【００５６】
ＰＩＤ制御部８６により算出されたデューティ出力に対応するトルクは、実際に従動側回転体１１に対して作用させる必要があるトルクである。しかしながら、上述したように、トーションスプリング３は従動側回転体１１に対して進角方向に対する付勢力を与えている。そのため、ＰＩＤ制御部８６により算出したデューティ出力で流体制御機構を制御しても所望のトルクが得られない。そこで、補正部８７は、ＰＩＤ制御部８７により算出されたデューティ出力に対するトルクを補正している（＃０７〜＃０８）。
【００５７】
本実施形態では、補正部８７は相対角度と補正トルク（本発明の補正量の例）とが関連付けられたマップが記憶されている。したがって、補正部８６は相対角度算出部８３から相対角度を取得すると、補正トルクを求めることができる（＃０７）。このようにして求めた補正トルクをＰＩＤ制御部８６により算出されたデューティ出力に対応するトルクに加算する（＃０８）。
【００５８】
図７にこの様子を模式的に表している。点線の直線は、ＰＩＤ制御部８６により算出されたデューティ出力とそれに対応するトルクを表している（以下、補正前直線と称する）。図では、ＰＩＤ制御部８６によりデューティ出力Ｄ１が得られ、そのときのトルクがＴ１となっている。一方、補正部８７は、現在の従動側回転体１１の相対角度に基づいて補正トルクｔを得る。この補正トルクｔを用いて補正前直線を補正すると、図中の一点鎖線の直線となる（以下、補正後直線と称する）。したがって、補正後のトルク（以下、補正トルクと称する）はＴ２＝Ｔ１＋ｔとなる。
【００５９】
なお、本実施形態では、補正部８７には５°ピッチの相対角度に対する補正トルクがマップとして記憶されている。また、この補正トルクは相対角度が遅角側から進角側になるに連れて変化量が小さくなるように設定されている。これは、遅角側から進角側に変位するに連れてトーションスプリング３の進角方向への付勢力が次第に弱くなるためである。
【００６０】
このようにして求められた補正トルクはデューティ出力決定部８８に送られる。
【００６１】
補正部８７から補正トルクを取得したデューティ出力決定部８８は、補正トルクに基づいてデューティ出力を決定する。そのため、デューティ出力決定部８８は、実測されたデューティ出力とトルクとの相関関係を補正して作成された相関関係（以下、補正後相関関係と称する）を記憶しており、補正トルクと補正後相関関係とを用いて最終的なデューティ出力を決定する（＃０９）。
【００６２】
図８は、実測されたデューティ出力とトルクとの相関関係である。デューティ出力０％および１００％はそれぞれ、最進角位相状態、最遅角位相状態である。図の相関関係は、最進角位相状態から遅角方向に変位させた状態（図中点線）と、最遅角位相状態から進角方向に変位させた状態（図中一点鎖線）とを表している。図から明らかなように、遅角方向への変位と進角方向への変位とでは不連続が生じている。言い換えると、この系はヒステリシスを有している。このヒステリシスはトーションスプリング３や従動側回転体１１が受けるカム等反力の影響であると考えられる。このようなヒステリシスを有した相関関係を用いるとデューティ制御が不安定になる。そのため、本実施形態では、図８の相関関係のヒステリシスを有している部分を直線で置き換えた相関関係（補正後相関関係）を用いている。図７の実線は図８の相関関係から作成した補正後相関関係である。
【００６３】
デューティ出力決定部８８は、補正後トルクとこの補正後相関関係を用いて最終的なデューティ出力を決定する。具体的には、補正後相関関係から補正トルクとなるデューティ出力を求める。図７の例では、補正後トルクＴ２となるデューティ出力としてＴ２が得られる。これにより、デューティ出力が不感帯に位置することを回避することができるため、安定した制御を実現することができる。
【００６４】
このようにして求められたデューティ出力により流体制御機構７４が駆動され、従動側回転体１１の相対角度が変位する（＃１０）。この処理を相対角度と目標角度との偏差が所定の閾値以下になるまで繰り返す。これにより、最適な相対角度が得られるよう制御が行われる。
【００６５】
〔別実施形態〕
（１）上述の実施形態では、トーションスプリング３は一部の区間のみ付勢力が働く構成としたが、最遅角位相状態から最進角位相状態まで付勢力が働く構成としても構わないし、上述の実施形態とは異なる区間のみ付勢力が働く構成としても構わない。
【００６６】
（２）上述の実施形態では、マップ制御とＰＩＤ制御によりデューティ制御を行ったが、いずれか一方のみによる制御を行っても構わない。
【００６７】
（３）上述の実施形態では、デューティ出力が０％において従動側回転体１１が最進角位相状態となる構成としたが、デューティ出力が１００％において従動側回転体１１が最遅角位相状態となるよう構成しても構わない。
【産業上の利用可能性】
【００６８】
本発明は、内燃機関のクランクシャフトに対して同期回転する駆動側回転体と、駆動側回転体に対して同軸上に配置され、内燃機関の弁開閉用のカムシャフトに同期回転する従動側回転体と、駆動側回転体と従動側回転体とで形成され、駆動側回転体及び従動側回転体の少なくとも一方に設けられた仕切部によって遅角室と進角室とに仕切られた流体圧室と、従動側回転体を駆動側回転体に対して進角位相方向に付勢する付勢機構と、作動流体の供給を行うポンプから流体圧室への作動流体の供給及び流体圧室からの作動流体の排出を制御する流体制御機構と、を備える弁開閉時期制御装置に利用することができる。
【符号の説明】
【００６９】
２：空間（流体圧室）
２Ａ：圧力室（遅角室）
２Ｂ：圧力室（進角室）
３：トーションスプリング（付勢機構）
１０：カムシャフト
１１：従動側回転体
１２：駆動側回転体
１３：ベーン（仕切部）
７１：第１ポンプ（ポンプ）
７４：第１制御弁（流体制御機構）
９４：クランク角センサ（角度情報検出部）
９５：カムシャフト角センサ（角度情報検出部）
９１：油温センサ（流体温度検出部）
９２：エンジン回転数センサ（吐出圧力計測部）
８：制御部
【図１】
0005534320.tif 000002
【図２】
0005534320.tif 000003
【図３】
0005534320.tif 000004
【図４】
0005534320.tif 000005
【図５】
0005534320.tif 000006
【図６】
0005534320.tif 000007
【図７】
0005534320.tif 000008
【図８】
0005534320.tif 000009