JP2004197658A

JP2004197658A - Control device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP2004197658A
Application number: JP2002367254A
Authority: JP
Inventors: Isamu Iizuka; 勇飯塚; Makoto Nakamura; 信中村; Hirokazu Shimizu; 博和清水; Kenichi Machida; 憲一町田
Original assignee: Hitachi Unisia Automotive Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2002-12-18
Filing date: 2002-12-18
Publication date: 2004-07-15

Abstract

【課題】吸気バルブや該吸気バルブのバルブ作動特性を可変とする可変動弁機構の温度特性に基づく吸入空気量の変動に伴う機関トルクの変動を防止する。
【解決手段】吸気バルブのバルブリフト量を可変とする可変動弁機構を備えた機関において、目標体積流量比に基づいて吸気バルブの基本開口面積を算出する一方、検出した実バルブリフト量から開口面積を求め、これを機関温度及び実バルブリフト量に応じた開口面積変化量で補正して実際の開口面積を算出する。前記基本開口面積ＴＡＡＶＥＬ０と実開口面積ＲＥＡＡＶＥＬとの偏差を算出して、この偏差を前記基本開口面積に加算して最終的な目標開口面積とし、これを目標バルブリフト量ＴＧＶＥＬに変換する。そして、吸気バルブのバルブリフト量が前記目標バルブリフト量となるように可変動弁機構を制御する。
【選択図】図１３To prevent a change in engine torque due to a change in intake air amount based on a temperature characteristic of an intake valve and a variable valve mechanism for varying a valve operating characteristic of the intake valve.
In an engine provided with a variable valve mechanism for varying a valve lift amount of an intake valve, a basic opening area of the intake valve is calculated based on a target volume flow ratio, and an opening is determined based on a detected actual valve lift amount. An area is obtained, and this is corrected by an opening area change amount according to the engine temperature and the actual valve lift amount to calculate an actual opening area. A deviation between the basic opening area TAAVEL0 and the actual opening area REAAVEL is calculated, and this deviation is added to the basic opening area to obtain a final target opening area, which is converted into a target valve lift amount TGVEL. Then, the variable valve mechanism is controlled so that the valve lift amount of the intake valve becomes the target valve lift amount.
[Selection diagram] FIG.

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、吸気バルブのバルブ作動特性を可変とする可変動弁機構を備えた内燃機関の制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、吸気バルブ・排気バルブのバルブリフト量を連続的に可変とする構成の可変動弁機構が知られている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
この可変動弁機構は、カム軸と略平行に配設された制御軸と、該制御軸の外周に偏心して固定された制御カムと、該制御カムに揺動自在に軸支されたロッカアームと、前記カム軸の回転に応じて前記ロッカアームの一端部を揺動駆動するリンクアーム・偏心カムと、前記ロッカアームの他端部に連係して揺動し吸気バルブ・排気バルブを開閉動作させる揺動カムと、前記制御軸を回転駆動する電磁アクチュエータと、を備える。
【０００４】
そして、上記公報には記載されていないが、作動角センサで検出される前記制御軸の実作動角を、要求のバルブ開特性に対応する目標作動角に一致させるように、前記電磁アクチュエータをフィードバック制御するように構成されている。
【０００５】
【特許文献１】
特開平１１−１４１３２１号公報
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、吸気バルブ・排気バルブを含めた可変動弁機構の各要素が、熱変形（熱膨張、熱収縮）してバルブクリアランス等が変化してしまった場合や機関温度によって前記作動角センサの出力特性が変化した場合には、上記のように、検出した前記制御軸の実作動角を目標作動角に制御したとしても所望のバルブリフト量を得られないという問題がある。
【０００７】
特に、バルブリフト量の小さい領域では、前記バルブクリアランス等の変化によってシリンダ吸入空気量が大きく影響してしまい、要求される機関トルクが得られなくなるという問題がある。
【０００８】
本発明は、上記問題に鑑みなされたものであり、可変動弁機構の温度特性によって生じる吸入空気量の変動を補償できる内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
このため、本発明に係る内燃機関の制御装置は、目標吸入空気量に基づいて吸気バルブのバルブ作動特性を可変とする可変動弁機構を制御する一方、検出した機関温度に応じて、前記吸気バルブ又は前記可変動弁機構の有する温度特性に基づく吸入空気量の変動を補償するようにした。
【００１０】
かかる構成によると、吸気バルブが目標バルブ作動特性になるように可変動動弁機構によって制御されるが、機関温度により変化する吸気バルブ又は可変動弁機構の熱変形（膨張、収縮）やセンサ類の出力特性によって、実際のバルブ作動特性が前記目標バルブ作動特性と異なることによる吸入空気量の変動を補償するので、吸入空気量の変動に伴う機関トルク変動を抑制して、運転状態に応じて要求される機関トルクを得ることができる。
【００１１】
また、請求項２に係る発明は、前記可変動弁機構が吸気バルブのバルブリフト量を可変とする構成を含み、前記温度特性に基づくバルブリフト量の変化によって生じる吸入空気量の変動を補償するようにした。
【００１２】
このようにすれば、前記熱変形やセンサ出力特性の影響によってバルブリフト量の変化し、吸入吸気量が変動した場合でも、機関トルクの変動を抑制できる。さらにまた、請求項３に係る発明は、前記バルブリフト量が増大する方向に変化するときは、機関出力を低減させ、前記バルブリフト量が減少する方向に変化するときは、機関出力を増大させるようにした。
【００１３】
バルブリフト量が増大する方向に変化すれば吸入空気量も増加することになるから、その分を相殺させるべく機関出力を低減させるように、逆に、バルブリフト量が減少する方向に変化すれば吸入空気量も減少することになるから、その分を補うべく機関出力を増大させることで、機関トルクの変動を抑制すると共に、要求される機関トルクを得ることができる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図に基づいて説明する。
図１は、車両用内燃機関の構成図である。図１において、内燃機関１０１の吸気通路１０２には、スロットルモータ１０３ａでスロットル弁１０３ｂを開閉駆動する電子制御スロットル１０４が介装されており、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。
【００１５】
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は、可変バルブ作動角／リフト機構（ＶＥＬ）１１２によってバルブリフト量及びバルブ作動角が連続的に変えられると共に、可変バルブタイミング機構ＶＴＣ１１３によってバルブタイミングが連続的に変えられるようになっている。なお、バルブリフト量とバルブ作動角とは、一方の特性が決まれば他方の特性も決まるように同時に変えられる。
【００１６】
一方、前記排気バルブ１０７は、排気側カム軸１１０に軸支されたカム１１１によって一定のバルブリフト量及びバルブ作動角を保って開閉駆動される。
マイクロコンピュータを内蔵するコントロールユニット（Ｃ／Ｕ）１１４には、アクセル開度ＡＶＯを検出するアクセルペダルセンサＡＰＳ２０１、前記吸気通路１０２の上流部で空気量Ｑａを検出するエアフローメータ２０２、クランク軸１２０から回転信号Ｎｅを取り出すクランク角センサ２０３、スロットル弁１０３ｂの開度ＴＶＯを検出するスロットルセンサ２０４、機関１０１の冷却水温度Ｔｗを検出する水温センサ２０５、スロットル弁１０３ｂより下流側の吸気マニホールド圧ｐｍを検出する吸気圧センサ２０６等の各種センサ類からの検出信号が入力される。
【００１７】
そして、スロットル弁１０３ｂの開度及び吸気バルブ１０５の作動特性によって、目標負圧（目標Ｂｏｏｓｔ）を発生させつつ、アクセル開度に対応する目標吸入空気量が得られるように、アクセルペダルセンサＡＰＳ２０１で検出されるアクセルペダルの開度ＡＰＯ等に応じて前記電子制御スロットル１０４、前記ＶＥＬ１１２及び前記ＶＴＣ１１３を制御する。
【００１８】
また、各気筒の吸気バルブ１０５上流側の吸気ポート１３０には、電磁式の燃料噴射弁１３１が設けられ、該燃料噴射弁１３１は、前記Ｃ／Ｕ１１４からの噴射パルス信号によって開弁駆動され、所定圧力に調整された燃料を噴射供給する。燃焼室１０６に臨む点火栓１３２は、前記Ｃ／Ｕ１１４からの点火信号によって駆動され、燃焼室１０６内の混合気に火花点火を行う。
【００１９】
ここで、前記ＶＥＬ１１２及びＶＴＣ１１３の構造を詳細に説明する。但し、これらは一例であり、これに限るものではない。
まず、ＶＥＬ１１２について説明する。本実施形態における前記ＶＥＬは、図２〜図４に示すように、一対の吸気バルブ１０５、１０５と、シリンダヘッド１１のカム軸受１４に回転自在に支持された中空状のカム軸（前記駆動軸）１３と、該カム軸１３に軸支された回転カムである２つの偏心カム１５、１５と、前記カム軸１１０の上方位置に同じカム軸受１４に回転自在に支持された制御軸１６と、該制御軸１６に制御カム１７を介して揺動自在に支持された一対のロッカアーム１８、１８と、各吸気バルブ１０５、１０５の上端部にバルブリフター１９、１９を介して配置された一対のそれぞれ独立した揺動カム２０、２０とを備えている。
【００２０】
前記偏心カム１５、１５とロッカアーム１８、１８とは、リンクアーム２５、２５によって連係され、ロッカアーム１８、１８と揺動カム２０、２０とは、リンク部材２６、２６によって連係されている。
【００２１】
前記偏心カム１５は、図５に示すように、略リング状を呈し、小径なカム本体１５ａと、該カム本体１５ａの外端面に一体に設けられたフランジ部１５ｂとからなり、内部軸方向にカム軸挿通孔１５ｃが貫通形成されていると共に、カム本体１５ａの軸心Ｘがカム軸１３の軸心Ｙから所定量だけ偏心している。また、前記偏心カム１５は、カム軸１３に対し前記バルブリフター１９に干渉しない両外側にカム軸挿通孔１５ｃを介して圧入固定されていると共に、カム本体１５ａの外周面１５ｄが同一のカムプロフィールに形成されている。
【００２２】
前記ロッカアーム１８は、図４に示すように、略クランク状に屈曲形成され、中央の基部１８ａが制御カム１７に回転自存に支持されている。また、基部１８ａの外端部に突設された一端部１８ｂには、リンクアーム２５の先端部と連結するピン２１が圧入されるピン孔１８ｄが貫通形成されている一方、基部１８ａの内端部に突設された他端部１８ｃには、各リンク部材２６の後述する一端部２６ａと連結するピン２８が圧入されるピン孔１８ｅが形成されている。
【００２３】
前記制御カム１７は、円筒状を呈し、制御軸１６外周に固定されていると共に、図２に示すように軸心Ｐ１位置が制御軸１６の軸心Ｐ２からαだけ偏心している。
【００２４】
前記揺動カム２０は、図２及び図６、図７に示すように略横Ｕ字形状を呈し、略円環状の基端部２２にカム軸１３が嵌挿されて回転自在に支持される支持孔２２ａが貫通形成されていると共に、ロッカアーム１８の他端部１８ｃ側に位置する端部２３にピン孔２３ａが貫通形成されている。
【００２５】
また、該揺動カム２０の下面には、基端部２２側の基円面２４ａと該基円面２４ａから端部２３端縁側に円弧状に延びるカム面２４ｂとが形成されており、該基円面２４ａとカム面２４ｂとが、揺動カム２０の揺動位置に応じて各バルブリフター１９の上面所定位置に当接するようになっている。すなわち、図８に示すバルブリフト特性からみると、図２に示すように基円面２４ａの所定角度範囲θ１がベースサークル区間になり、また、カム面２４ｂの前記ベースサークル区間θ１から所定角度範囲θ２が所謂ランプ区間となり、更に、カム面２４ｂのランプ区間θ２から所定角度範囲θ３がリフト区間になるように設定されている。
【００２６】
前記リンクアーム２５は、円環状の基部２５ａと、該基部２５ａの外周面所定位置に突設された突出端２５ｂとを備え、基部２５ａの中央位置には、前記偏心カム１５のカム本体１５ａの外周面に回転自在に嵌合する嵌合穴２５ｃが形成されている一方、突出端２５ｂには、前記ピン２１が回転自在に挿通するピン孔２５ｄが貫通形成されている。なお、前記リンクアーム２５と偏心カム１５とによって揺動駆動部材が構成される。
【００２７】
前記リンク部材２６は、所定長さの直線状に形成され、円形状の両端部２６ａ、２６ｂには前記ロッカアーム１８の他端部１８ｃと揺動カム２０の端部２３の各ピン孔１８ｄ、２３ａに圧入した各ピン２８、２９の端部が回転自在に挿通するピン挿通孔２６ｃ、２６ｄが貫通形成されている。なお、各ピン２１、２８、２９の一端部には、リンクアーム２５やリンク部材２６の軸方向の移動を規制するスナップリング３０、３１、３２が設けられている。
【００２８】
前記制御軸１６は、図１０に示すように、一端部に設けられたアクチュエータ（ＤＣサーボモータ）１２１によって所定回転角度範囲内で回転駆動されるようになっている。そして、前記制御軸１６の作動角を前記アクチュエータ１２１で変化させることによって、制御カム１７の軸心Ｐ１に対する制御軸１６の軸心Ｐ２の位置を変化し、吸気バルブ１０５、１０５のバルブリフト量及びバルブ作動角が連続的に変化する（図９参照）。
【００２９】
より具体的に説明すると、図１０において、前記ＤＣサーボモータ１２１は、その回転軸が前記制御軸１６に平行となるよう配置されており、該回転軸の先端には、第１かさ歯車１２２が軸支されている。
【００３０】
前記制御軸１６の先端には、一対のステー１２３ａ、１２３ｂが固定されており、該一対のステー１２３ａ、１２３ｂの先端部の間にはナット１２４が固定されている。
【００３１】
また、前記ナット１２４に噛み合わされるネジ棒１２５の端部には、前記第１かさ歯車１２２と噛み合う第２かさ歯車１２６が軸支されており、前記ＤＣサーボモータ１２１の回転が前記ネジ棒１２５に伝達されるようになっている。
【００３２】
そして、前記ＤＣサーボモータ１２１によってネジ棒１２５が回転し、該ネジ棒１２５に噛み合うナット１２４の位置がネジ棒１２５の軸方向に変位することで制御軸１６が回転される。なお、ナット１２４の位置が第２かさ歯車１２６に近づく方向が、バルブリフト量が小さくなる方向となっており、逆に、ナット１２４の位置を第２かさ歯車１２６から遠ざかる方向が、バルブリフト量が大きくなる方向となっている。これにより、極めて微少リフト量又はリフト量０から広い範囲の間でバルブリフト量を連続的に可変とすることができるようになっている。
【００３３】
また、前記制御軸１６の先端には、図１０に示すように、該制御軸１６の作動角を検出するポテンショメータ式の作動角センサ２０９が設けられており、該作動角センサ２０９で検出される実作動角（ＲＥＶＥＬ）が目標作動角（ＴＧＶＥＬ）に一致するように、前記Ｃ／Ｕ１１４が前記ＤＣサーボモータ１２１をフィードバック制御する。
【００３４】
次に、ＶＴＣ１１３について説明する。本実施形態におけるＶＴＣ１１３は、ベーン式の可変バルブタイミング機構であり、クランク軸に対するカム軸の回転位相を変化させてバルブ作動角一定のままバルブタイミングを制御する。図１１において、ＶＴＣ１１３は、クランク軸１２０によりタイミングチェーンを介して回転駆動されるカムスプロケット５１（タイミングスプロケット）と、吸気側カム軸１３の端部に固定されてカムスプロケット５１内に回転自在に収容された回転部材５３と、該回転部材５３をカムスプロケット５１に対して相対的に回転させる油圧回路５４と、カムスプロケット５１と回転部材５３との相対回転位置を所定位置で選択的にロックするロック機構６０とを備えている。
【００３５】
前記カムスプロケット５１は、外周にタイミングチェーン（又はタイミングベルト）が噛合する歯部を有する回転部（図示省略）と、該回転部の前方に配置されて前記回転部材５３を回転自在に収容するハウジング５６と、該ハウジング５６の前後開口を閉塞するフロントカバー、リアカバー（図示省略）とから構成される。
【００３６】
前記ハウジング５６は、前後両端が開口形成された円筒状を呈しており、その内周面には、それぞれハウジング５６の軸方向に沿って設けられた略台形状の４つの隔壁部６３が９０°間隔で突設されている。
【００３７】
前記回転部材５３は、吸気側カム軸１３の前端部に固定されており、円環状の基部７７の外周面に９０°間隔で第１〜第４ベーン７８ａ〜７８ｄが設けられている。
【００３８】
前記第１〜第４ベーン７８ａ〜７８ｄは、それぞれ前記隔壁部６３と逆の台形状を呈しており、各隔壁部６３間の凹部に配置されて該凹部を回転方向の前後に隔成する。前記第１〜第４ベーン７８ａ〜７８ｄそれぞれの両側と各隔壁部６３の両側面との間には、進角側油圧室８２と遅角側油圧室８３とが形成される。
【００３９】
前記ロック機構６０は、ロックピン８４が、前記回転部材５３の最大遅角側の回動位置（基準作動状態）において係合孔（図示省略）に係入することで回転部材５３をロックするようになっている。
【００４０】
前記油圧回路５４は、前記進角側油圧室８２に対して油圧を給排する第１油圧通路９１と、遅角側油圧室８３に対して油圧を給排する第２油圧通路９２と、の２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路９１、９２には、供給通路９３とドレン通路９４ａ、９４ｂとが、それぞれ通路切り換え用の電磁切換弁９５を介して接続されている。
【００４１】
前記供給通路９３には、オイルパン９６内の油を圧送するエンジン駆動のオイルポンプ９７が設けられており、また、ドレン通路９４ａ、９４ｂの下流端がオイルパン９６に連通している。
【００４２】
前記第１油圧通路９１は、前記回転部材５３の基部７７内に略放射状に形成されて各進角側油圧室８２に連通する４本の分岐路９１ｄに接続され、第２油圧通路９２は、各遅角側油圧室８３に開口する４つの油孔９２ｄに接続される。
【００４３】
前記電磁切換弁９５は、内部のスプール弁体が各油圧通路９１、９２と、供給通路９３及びドレン通路９４ａ、９４ｂと、を相対的に切り換え制御するようになっている。
【００４４】
そして、前記Ｃ／Ｕ１１４は、前記電磁切換弁９５を駆動する電磁アクチュエータ９９に対する通電量を、ディザ信号が重畳されたデューティ制御信号に基づいて制御する。
【００４５】
例えば、電磁アクチュエータ９９にデューティ比０％の制御信号（ＯＦＦ信号）を出力すると、オイルポンプ４７から圧送された作動油は、第２油圧通路９２を通って遅角側油圧室８３に供給されると共に、進角側油圧室８２内の作動油が、第１油圧通路９１を通って第１ドレン通路９４ａからオイルパン９６内に排出される。従って、遅角側油圧室８３の内圧が高、進角側油圧室８２の内圧が低となって、回転部材５３は、ベーン７８ａ〜７８ｂを介して最大遅角側に回転し、これにより、吸気バルブ１０５の開期間（開時期及び閉時期）が遅くなる。
【００４６】
一方、電磁アクチュエータ９９にデューティ比１００％の制御信号（ＯＮ信号）を出力すると、作動油は、第１油圧通路９１を通って進角側油圧室８２内に供給されると共に、遅角側油圧室８３内の作動油が第２油圧通路９２及び第２ドレン通路９４ｂを通ってオイルパン９６に排出され、遅角側油圧室８３が低圧になる。従って、前記回転部材５３は、ベーン７８ａ〜７８ｄを介して進角側へ最大に回転し、これにより、吸気バルブ１０５の開期間（開時期及び閉時期）が早くなる。
【００４７】
以上の構成において、前記Ｃ／Ｕ１１４は、前記ＶＥＬ１１２によって吸気バルブ１０５のバルブリフト量を制御することで吸入空気量制御を実行しつつ、燃料噴射制御及び点火時期制御を実行する。
【００４８】
前記燃料噴射制御は、具体的には、以下のようにして行う。
まず、前記エアフローメータ２０２からの信号に基づいて検出される空気量Ｑａと、前記クランク角センサ２０３からの信号に基づいて検出される機関回転速度Ｎｅとから、次式のようにして理論空燃比相当の基本燃料噴射量Ｔｐを算出する。
【００４９】
Ｔｐ＝Ｋ・Ｑａ／Ｎｅ（Ｋは定数）
そして、次式のようにして最終的な燃料噴射量Ｔｉを算出して、算出した燃料噴射量Ｔｉに相当する噴射パルス信号を機関（エンジン）回転に同期した所定のタイミングで前記燃料噴射弁１３１に出力して燃料噴射を実行する。
【００５０】
Ｔｉ＝Ｔｐ×ＴＧＬＭＤ×α（ＴＧＬＭＤ：目標空燃比、α：空燃比フィードバック補正係数）
また、点火時期制御は、機関回転速度Ｎｅと前記スロットルセンサ２０４からの信号に基づいて検出されるスロットル開度ＴＶＯとに基づいて、（これらをパラメータとして）あらかじめ定めたマップを参照することにより点火時期ＡＤＶを算出し、この点火時期ＡＤＶを前記点火栓１３２に出力することにより行う。
【００５１】
ここで、図１２に示すように、前記作動角センサ２０９で検出される制御軸１６の作動角を同一の作動角とした場合（同一のバルブリフト量となるようにＶＥＬ１１２を制御した場合）でも、機関温度によっては、実際のバルブリフト量が変化してしまうことが判明した（本実施形態では、機関温度が高いほどバルブリフト量が小さくなる）。
【００５２】
かかる変化には、前記吸気バルブ１０５及びＶＥＬ１１２を構成する各要素の温度特性による変化（熱変形によるバルブクリアランスの変化や前記作動角センサ２０９の出力特性の変動等）が含まれると考えられるが、かかる変化分を考慮した制御を行わないと、ＶＥＬ１１２による吸入空気量制御が精度よく行えず、機関トルクも変動してしまうことになる。
【００５３】
そこで、本実施形態では、かかる温度特性によってバルブリフト量が変化することに伴う吸入空気量（機関出力トルク）の変動を補償するため、後述するように、前記ＶＥＬ１１２の目標作動角、スロットル弁１０３ｂの目標開度、燃料噴射量又は点火時期といった機関制御量のいずれかを機関温度に応じて補正し、補正後の機関制御量に基づいて機関を制御するようにしている。
【００５４】
以下、Ｃ／Ｕ１１４によって実行される本発明の制御について説明する。
なお、以下の説明では、ＶＥＬ１１２の温度特性によって機関温度が高くなるほどバルブリフト量が小さくなる場合を例に説明しているが、例えば、ＶＥＬ１１２の温度特性によって異なる傾向（例えば、機関温度が高くなるほどバルブリフト量が大きくなる）の場合には、適宜それに応じた補正を行うものとする。
【００５５】
図１３〜図１６は、前記吸入空気量の変動に対する補償制御の第１実施形態を示し、前記温度特性を考慮して前記ＶＥＬ１１２の目標作動角（目標バルブリフト量）を設定するようにしたものである。
【００５６】
図１３は、第１実施形態における前記ＶＥＬ１１２の目標作動角ＴＧＶＥＬの設定を示すブロック図である。図１３において、目標体積流量比演算部３０１では、以下のようにして内燃機関１０１の目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴ（目標吸入空気量）を算出する。
【００５７】
まず、アクセル開度ＡＰＯ及び機関回転速度Ｎｅに対応する要求空気量Ｑ０を算出する一方、アイドル回転速度制御（ＩＳＣ）で要求されるＩＳＣ要求空気量ＱＩＳＣ（アイドル時要求空気量）を算出する。
【００５８】
そして、前記要求空気量Ｑ０とＩＳＣ要求空気量ＱＩＳＣと合計を、全要求空気量Ｑとして求め（Ｑ＝Ｑ０＋ＱＩＳＣ）、この全要求空気量Ｑを、機関回転速度Ｎｅ及び有効排気量（シリンダ総容積）ＶＯＬ＃で除算することで、要求空気量（ＲＥＱＧＡＳ）相当の目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴ（＝Ｑ／（Ｎｅ・ＶＯＬ＃））を算出する。
【００５９】
そして、補正部３０２において、前記目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴをスロットル弁１０３ｂの開度に応じて発生する吸気バルブ１０５の上流圧に対応させたものとするため、及び、吸気バルブ１０５の閉弁タイミング（ＩＶＣ）によって変化する有効シリンダ容積に対応させたものとするため、吸気バルブの上流圧に応じた補正及び吸気バルブの閉弁タイミングに応じた補正を行ってＴＱＨ０ＳＴ１とする。
【００６０】
第１変換部３０３では、補正後の目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴ１を、図に示すような変換テーブルを用いて状態量ＶＡＡＮＶ（Ａ／Ｎ／Ｖ特性）に変換し、第１乗算部３０４にて機関回転速度Ｎｅ、第２乗算部３０５にて排気量ＶＯＬ＃を乗算して基本目標バルブ開口面積ＴＡＡＶＥＬ０とする。なお、上記変換テーブルは、圧縮性流体の一次元定常流れの式に基づいて、体積流量比ＱＨ０とＡ／Ｎ／Ｖ特性との関係をあらかじめ求めて作成したものである。
【００６１】
一方、開口面積変換部３０６では、図に示すような変換テーブルを用いて作動角センサ２０９の検出した実作動角（バルブリフト量）ＲＥＶＥＬをバルブ開口面積ＲＥＡＡＶＥＬ０に変換する。なお、かかる変換テーブルは、ＶＥＬ１１２の作動角と開口面積との関係をあらかじめ求めて作成したものである。
【００６２】
また、開口面積変化量算出部３０７では、機関温度ｔｅｍｐ（冷却水温度Ｔｗ又は油温）及び実作動角ＲＥＶＥＬに基づいて、図に示すようなマップを参照して前記吸気バルブ１０５又はＶＥＬ１１２の温度特性に基づく開口面積変化量ｄＡＡＶＥＬを算出する。なお、かかるマップは、機関温度に応じて変化する開口面積分をあらかじめ求めて作成したものである。
【００６３】
前記開口面積変化量ｄＡＡＶＥＬは、切換出力部３０８に出力され、該切換出力部３０８では、前記実作動角ＲＥＶＥＬに応じて出力を切り換える。すなわち、実作動角ＲＥＶＥＬが所定値ＬＭＶＥＬ＃以下である場合には、前記開口面積変化量ｄＡＡＶＥＬを出力し、実作動角ＲＥＶＥＬが所定値ＬＭＶＥＬ＃を超えるときは、０を出力する。このようにするのは、バルブリフト量がある程度大きい場合は、機関温度によるバルブリフト量変化の吸入空気量の変動に対する影響が無視できる程度になるからであり、この結果、実作動角ＲＥＶＥＬが所定値ＬＭＶＥＬ＃以下の場合にのみ、吸入空気量変動の補償が行われることになる。
【００６４】
第１加算部３０９では、前記バルブ開口面積ＲＥＡＡＶＥＬ０に前記開口面積変化量ｄＡＡＶＥＬを加算する。なお、本実施形態では、機関温度が高くなるほど（同じ作動角であっても）バルブリフト量が小さくなるので前記開口面積変化量ｄＡＡＶＥＬは負の値（＜０）として設定されることになる。
【００６５】
第３乗算部３１０では、更に、開口面積回転補正値ＫＨＯＳＮＥを乗算して実バルブ開口面積ＲＥＡＡＶＥＬとする。かかる開口面積補正値ＫＨＯＳＮＥを乗算するのは、ＶＥＬ１１２の特性上、機関回転速度Ｎｅの上昇によって慣性力が増加してバルブ開口面積が増えてしまうことを考慮した補正を行うためである。なお、ここで用いる開口面積補正値ＫＨＯＳＮＥは、開口面積補正値設定部３１１において、実作動角ＲＥＶＥＬと機関回転速度Ｎｅとに基づいて、あらかじめ作成した図に示すようなマップを参照して設定される。
【００６６】
前記基本目標バルブ開口面積ＴＡＡＶＥＬ０及び前記実バルブ開口面積ＲＥＡＡＶＥＬは減算部３１１に出力され、該減算部３１１では、その偏差ＥＡＡＶＥＬ（＝ＴＡＡＶＥＬ０−ＲＥＡＡＶＥＬ）を算出した後、第２加算部３１２において、前記基本目標バルブ開口面積ＴＡＡＶＥＬ０に前記偏差ＥＡＡＶＥＬを加算して目標バルブ開口面積ＴＡＡＶＥＬとする。
【００６７】
そして、第２変換部３１３では、前記目標バルブ開口面積ＴＧＡＡＶＥＬを図に示すような変換テーブルを用いて目標作動角ＴＧＶＥＬに変換し、この目標作動角ＴＧＶＥＬを出力する。
【００６８】
これにより、ＶＥＬ１１２の実作動角ＲＥＶＥＬは、前記目標作動角ＴＧＶＥＬとなるように前記ＶＥＬ１１２のアクチュエータ２０１が駆動され、前記実バルブ開口面積ＲＥＡＡＶＥＬが目標バルブ開口面積ＴＧＡＡＶＥＬへと制御されることになる。この結果、熱変形等の温度特性に基づくバルブリフト量の変化分を考慮してＶＥＬ１１２を制御することができるので精度のよい吸入空気量制御を実行できる。なお、上記制御において、前記目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴに基づいて算出される基本目標バルブ開口面積ＴＧＡＡＶＥＬ０に偏差ＥＡＡＶＥＬを加算して目標バルブ開口面積ＴＧＡＡＶＥＬとしたのは、良好な応答性を確保するためである。
【００６９】
図１４は、第１実施形態における前記ＶＴＣ１１３の目標位相角ＴＧＶＴＣの設定を示すブロック図である。図１４において、ＶＴＣ目標角度演算部３２１では、前記目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴ及び機関回転速度Ｎｅに基づいて、図に示すようなあらかじめ作成したマップを参照して前記ＶＴＣ１１３における目標位相ＴＧＶＴＣ（目標進角量）を算出し、この目標位相ＴＧＶＴＣを出力する。
【００７０】
これにより、現在の回転位相ＶＴＣＮＯＷが前記目標位相ＴＧＶＴＣとなるように、前記ＶＴＣ１１３の電磁アクチュエータ９９に対する通電量が制御されることになる。ここで、前記目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴが大きく、かつ、機関回転速度Ｎｅが高いほど、バルブタイミングが遅角側となる目標位相角ＴＧＶＴＣが設定されるようになっている。
【００７１】
図１５は、第１実施形態におけるスロットル弁１０３ｂの目標開度ＴＤＴＶＯの設定を示すブロック図である。図１５において、第１変換部３３１では、図に示すような変換テーブルを用いて、前記目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴを状態量ＡＡＮＶ０に変換する。なお、かかる状態量ＡＡＮＶ０は、スロットル弁開口面積をＡｔ、機関回転速度をＮｅ、排気量（シリンダ容積）をＶＯＬ＃としたときにＡｔ／（Ｎｅ・ＶＯＬ＃）で表されるものである。
【００７２】
次に、第１乗算部３３２及び第２乗算部３３３において、前記状態量ＡＡＮＶ０に機関回転速度Ｎｅ、排気量ＶＯＬ＃がそれぞれ乗算され、基本スロットル開口面積ＴＶＯＡＡ０とする。なお、かかる基本スロットル開口面積ＴＶＯＡＡ０は、吸気バルブ１０５が基準のバルブ作動特性（以下、これをＳｔｄ．バルブ作動特性という）であるときに要求されるスロットル開口面積である。
【００７３】
第３乗算部３３４では、前記基本スロットル開口面積ＴＶ０ＡＡ０に、吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬを乗算することにより、実際の吸気バルブ１０５の作動特性（すなわち、前記Ｓｔｄ．バルブ作動特性から変化）に応じた補正を行って、スロットル開口面積ＴＶＯＡＡとする。なお、前記吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬの設定については後述する（図１６参照）。
【００７４】
そして、第２変換部３３５では、図に示すような変化テーブルを用いて、前記スロットル開口面積ＴＶＯＡＡをスロットル弁１０３ｂの目標開度（角度）ＴＤＴＶＯに変換し、この目標開度ＴＤＴＶＯを出力する。これにより、スロットル弁１０３ｂの開度が前記目標開度ＴＤＴＶＯとなるように、前記電子制御スロットル１０４が制御され、目標負圧を発生させる。
【００７５】
図１６は、前記吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬの算出を示すブロック図である。この吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬは、吸気バルブ１０５の作動特性が（Ｓｔｄ．バルブ作動特性から）変化しても一定の空気量を確保するために設定されるもので、具体的には、以下のようにして算出される。
【００７６】
まず、スロットル弁１０３ｂを通過する空気流量Ｑｔｈ（ｔ）（ｋｇ／ｓｅｃ）は、次式（１）、（２）のように表すことができる。
【００７７】
【数１】

【００７８】
但し、Ｐａ：大気圧（Ｐａ）、Ｐｍ：マニホールド圧（Ｐａ）、Ｔａ：外気温度（Ｋ）、Ａｔ：スロットル開口面積（ｍ²）である。
これより、吸気バルブ１０５の作動特性が変化（例えば、状態０→状態１に変化）しても空気量を一定にするためには、次式（３）が成立する必要がある。
【００７９】
【数２】

【００８０】
但し、Ｐａ：大気圧、Ｔａ：外気温、Ｐｍ０：Ｓｔｄ．バルブ作動特性時の目標マニホールド圧、Ｐｍ１：バルブ作動特性変化後の目標マニホールド圧、Ａｔ０：Ｓｔｄ．バルブ作動特性時のスロットル弁開口面積、Ａｔ１：バルブ作動特性変化後のスロットル開口面積である。
【００８１】
従って、この場合のＳｔｄ．バルブ作動特性時のスロットル開口面積Ａｔ０とバルブ作動特性変化後（すなわち、ＶＥＬ１１２動作時）のスロットル開口面積との関係は、次式（４）のようになり、これが、吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬである。
【００８２】
【数３】

【００８３】
そこで、まず、基準圧力比算出部３４１では、前記Ｓｔｄ．バルブ作動特性における目標マニホールド圧Ｐｍ０と大気圧Ｐａとの比（Ｐｍ０／Ｐａ；基準圧力比）を、目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴと機関回転速度Ｎｅに基づいて、図中に示すように、あらかじめ全性能的に割り付けられたマップを参照して求める。
【００８４】
そして、ＫＰＡ０算出部３４２おいて、前記基準圧力比（Ｐｍ０／Ｐａ）に基づいて、図に示すようなテーブルＴＢＬＫＰＡ０を検索してＫＰＡ０を算出する。なお、前記ＫＰＡ０は、次式（５）で表せるものであり、前記式（４）の分子に相当する。
【００８５】
【数４】

【００８６】
一方、ＫＰＡ１算出部３４３では、目標圧力比（Ｐｍ０／Ｐａ）に基づいて、図に示すテーブルＴＢＬＫＰＡ１を検索してＫＰＡ１を算出する。なお、前記ＫＰＡ１は、次式（６）で表せるものであり、前記式（４）の分母に相当する。
【００８７】
【数５】

【００８８】
そして、除算部３４４において、前記ＫＰＡ０をＫＰＡ１で除算して吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬ（＝ＫＰＡ０／ＫＰＡ１）を算出し、これを前記第３乗算部（図１５のブロック３３４）に出力する。
【００８９】
図１７〜図１８は、前記吸入空気量の変動に対する補償制御の第２実施形態を示し、前記ＶＥＬ１１２の目標バルブタイミングを補正するようにしたものである。
【００９０】
図１７は、第２実施形態における前記ＶＥＬ１１２の目標作動角ＴＧＶＥＬの設定を示すブロック図である。図１７において、ブロック４０１から４０５までは、前記第１実施形態における図１３のブロック３０１から３０５までと同様である。ただし、本実施形態では、算出した目標バルブ開口面積ＴＡＡＶＥＬ(第１実施形態の基本目標バルブ開口面積ＴＡＡＶＥＬ０に相当する）をそのまま第２変換部４０６に出力し、該第２変換部４０６において、前記目標バルブ開口面積ＴＡＡＶＥＬを目標作動角ＴＧＶＥＬに変換し、この目標作動角ＴＧＶＥＬを出力する。
【００９１】
図１８は、第２実施形態における前記ＶＴＣ１１３の目標位相角ＴＧＶＴＣの設定を示すブロック図である。図１８において、ブロック４１１から４１５までは、前記第１実施形態における図１３のブロック３０６から３１１までと同様である。そして、算出した実バルブ開口面積ＲＥＡＡＶＥＬを第１除算部４１６において機関回転速度Ｎｅで除算し、第２除算部４１７において排気量ＶＯＬ＃で除算して状態量ＲＥＶＡＡＮＶ（Ａ／Ｎ／Ｖ特性）に変換する。
【００９２】
変換部４１８では、前記状態量ＲＥＶＡＡＮＶを、図に示すような変換テーブルを用いて実際の吸入空気量（ＲＥＡＬＧＡＳ）相当の体積流量比（実体積流量比）ＲＥＱＨ０に変換する。なお、かかる変換テーブルは、圧縮性流体の一次元定常流れの式に基づいて、体積流量比ＱＨ０とＡ／Ｎ／Ｖ特性との関係をあらかじめ求めて作成したものである。
【００９３】
除算部４１９では、目標吸入空気量相当の目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴを前記実体積流量比ＲＥＱＨ０で除算して体積流量比変化割合ＧＡＩＮＴＱＨ０（＝ＴＱＨ０ＳＴ／ＲＥＱＨ０）を算出する。
【００９４】
乗算部４２０では、目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴに前記体積流量変化割合ＧＡＩＮＴＱＨ０を乗算して、最終的な目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴ１を算出する。
そして、ＶＴＣ目標角度演算部４２１（前記第１実施形態における図１３のブロック３２１と同様）において、前記最終的な目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴ１及び機関回転速度Ｎｅとに基づいて図に示すようなあらかじめ作成したマップを参照して前記ＶＴＣ１１３における目標位相角ＴＧＶＴＣ（目標進角量）を算出し、この目標位相角ＴＧＶＴＣを出力する。
【００９５】
これにより、熱変形等の温度特性に基づくバルブリフト量の変化に伴う吸入空気量の変動分を考慮してＶＴＣ１１３を制御できるので、吸入空気量制御の精度を向上できる。
【００９６】
なお、本実施形態におけるスロットル弁１０３ｂの目標開度ＴＤＴＶＯの設定については、前記第１実施形態と同様であるので説明を省略する（図１５、図１６参照）。
【００９７】
図１９は、前記吸入空気量の変動に対する補償制御の第３実施形態を示し、スロットル弁１０３ｂの目標開度を補正するようにしたものである。
本実施形形態において、ＶＥＬ１１２の目標作動角ＴＧＶＥＬは、前記第２実施形態における図１７と同様に設定し、ＶＴＣ１１３の目標位相角ＴＧＶＴＣは、前記第１実施形態における図１４と同様に設定するものとする。
【００９８】
図１９は、第３実施形態におけるスロットル弁１０３ｂの目標角度を設定するブロック図である。図１９において、ブロック５０１から５１０までは、前記第２実施形態における図１８のブロック４１１から４２０までと同様である。
【００９９】
また、ブロック５１１から５１５までは、目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴが、これに前記体積流量比変化割合ＧＡＩＮＴＱＨ０を乗算した最終的な目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴ１となっていることを除き、前記第１実施形態における図１５のブロック３３１から３３５と同様である。
【０１００】
これにより、熱変形等の温度特性に基づくバルブリフト量の変化に伴う吸入空気量の変動分を考慮して電子制御スロットル１０４を制御できるので、吸入吸気量制御の精度を向上できる。
【０１０１】
図２０は、前記吸入空気量の変動に対する補償制御の第４実施形態を示し、前記基本燃料噴射量Ｔｐ及び点火時期ＩＴを補正するようにしたものである。
本実施形態において、ＶＥＬ１１２の目標作動角ＴＧＶＥＬは、前記第２実施形態における図１７と同様に設定し、ＶＴＣ１１３の目標位相角ＴＧＶＴＣは、前記第１実施形態における図１４と同様に設定し、スロットル弁１０３ｂの目標角度ＴＤＴＶＯは、前記第１実施形態の図１５と同様に設定するものとする。
【０１０２】
図２０において、ブロック６０１から６０８までは、前記第２実施形態における図１８のブロック４１１から４１８まで（及び前記第３実施形態における図１９のブロック５０１から５０８まで）と同様である。
【０１０３】
そして、減算部６０９において、前記目標体積流量比ＴＱＨ０ＳＴと前記実体積流量比ＲＥＱＨ０との偏差ＥＱＨ０（＝ＴＱＨ０ＳＴ−ＲＥＱＨ０）を算出し、該偏差ＥＱＨ０を燃料噴射量補正部５６０及び点火時期補正部６１１に出力する。
【０１０４】
燃料噴射量補正部６１０では、前記偏差ＥＱＨ０に基づいて基本燃料噴射量Ｔｐを補正する。具体的には、前記偏差ＥＱＨ０＜０の場合は、実際の吸入空気量が目標吸入空気量よりも多くなっているので、基本燃料噴射量Ｔｐを減量するように、前記偏差ＥＱＨＯ＞０の場合は、実際の吸入空気量が目標吸入空気量よりも少なくなっているので、基本燃料噴射量Ｔｐを増量するように補正する。そして、かかる補正が行われた後、最終的な燃料噴射量Ｔｉが算出される。これにより、熱変形等の温度特性によるバルブリフト量の変化に伴って吸入空気量が変動しても、要求された機関トルクを確保できる。
【０１０５】
一方、点火時期補正部６１１では、前記偏差ＥＱＨ０に基づいて点火時期ＩＴの補正を行う。具体的には、前記偏差ＥＱＨ０＜０の場合は、実際の吸入空気量が目標吸入空気量よりも多くなっており、要求される機関トルクよりも大きなトルクを発生してしまうため、その分を相殺するように、点火時期ＡＤＶを遅角させる。これにより、熱変形等の温度特性に基づくバルブリフト量の変化に伴って吸入空気量が増大しても、機関トルクの変動を防止して要求された機関を確実に得ることができる。
【０１０６】
更に、上記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、以下にその効果と共に記載する。
（イ）請求項１から請求項３のいずれか１つに記載の内燃機関の制御装置において、前記補償手段は、目標吸入空気量に基づいて設定されるバルブリフト量、バルブタイミング、機関の吸気通路の介装されたスロットル弁の開度、燃料噴射量又は点火時期のいずれかを補正することにより前記吸入空気量の変動を補償することを特徴とする。
【０１０７】
このようにすれば、吸気バルブ又は可変動弁機構の各要素の熱変形等に伴う吸入空気量の変動及び機関出力の変動を効果的に相殺できる。
（ロ）請求項２、３又は上記（イ）のいずれか１つに記載の内燃機関の制御装置において、前記補償手段は、バルブリフト量が所定値以下のときにのみ、前記吸入空気量の変動を補償することを特徴とする。
【０１０８】
バルブリフト量がある程度以上大きくなると、バルブリフト量の変化による吸入空気量変動が比較的小さくなることから、補償制御を必要最小限に抑えることができ、制御の簡素化、容易化を図ることができる。
（ハ）請求項２、３、上記（イ）又は（ロ）のいずれか１つに記載の内燃機関の制御装置において、前記可変動弁機構は、バルブリフト量を０又はその近傍の微少バルブリフト量まで連続的に可変とするものであることを特徴とする。
【０１０９】
このようにすれば、可変動弁機構による吸入空気量制御を広範囲に行うことができると共に、バルブリフト量の変化による吸入空気量変動が大きくなる微少バルブリフト領域において、前記補償制御を効果的に実行できる。
（ニ）請求項１〜請求項３、上記（イ）〜（ハ）のいずれか１つに記載の内燃機関の制御装置において、前記可変動弁機構は、クランク軸に同期して回転する駆動軸と、前記駆動軸に固定された駆動カムと、揺動することで前記吸気バルブを開閉作動する揺動カムと、一端で前記駆動カム側と連係し他端で前記揺動カム側と連係する伝達機構と、前記伝達機構の姿勢を変化させる制御カムを有する制御軸と、前記制御軸を回動するアクチュエータと、を含んで構成され、前記アクチュエータにより前記制御軸を回動制御することにより吸気バルブのバルブリフト量を連続的に変化させることを特徴とする。
【０１１０】
このようにすれば、アクチュエータによって制御軸を回動制御することで、吸気バルブのバルブリフト量を連続的に変化させて吸入空気量制御を行うことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態における内燃機関のシステム構成図。
【図２】実施の形態における可変バルブ作動角／リフト機構（ＶＥＬ）の断面図（図３のＡ−Ａ断面図）。
【図３】上記ＶＥＬの側面図。
【図４】上記ＶＥＬ機構の平面図。
【図５】上記ＶＥＬに使用される偏心カムの斜視図。
【図６】上記ＶＥＬの低リフト時の作用を示す断面図（図３のＢ−Ｂ断面図）。
【図７】上記ＶＥＬの高リフト時の作用を示す断面図（図３のＢ−Ｂ断面図）。
【図８】上記ＶＥＬにおける揺動カムの基端面とカム面に対応してバルブリフト特性図。
【図９】上記ＶＥＬのバルブタイミングとバルブリフトの特性図。
【図１０】上記ＶＥＬにおける制御軸の回転駆動機構を示す斜視図。
【図１１】実施の形態における可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）を示す断面図。
【図１２】吸気バルブ又はＶＥＬの温度特性に基づくバルブリフト量の変化を示す図。
【図１３】第１実施形態におけるＶＥＬの目標作動角ＴＧＶＥＬの設定を示すブロック図。
【図１４】第１実施形態におけるＶＴＣの目標位相角ＴＧＶＴＣの設定を示すブロック図。
【図１５】第１実施形態におけるスロットル弁の目標開度ＴＤＴＶＯの設定を示すブロック図。
【図１６】上記スロットル弁の目標開度ＴＤＴＶＯの設定に用いる吸気バルブ開度補正値ＫＡＶＥＬの算出を示すブロック図。
【図１７】第２実施形態におけるＶＥＬの目標作動角ＴＧＶＥＬの設定を示すブロック図。
【図１８】第２実施形態におけるＶＴＣの目標位相角ＴＧＶＴＣの設定を示すブロック図。
【図１９】第３実施形態におけるスロットル弁の目標開度ＴＤＴＶＯの設定を示すブロック図。
【図２０】第４実施形態における燃料噴射量Ｔｉの設定及び点火時期ＡＤＶの設定を示すブロック図。
【符号の説明】
１０１…内燃機関、１０５…吸気バルブ、１０７…排気バルブ、１１２…可変バルブ作動角／リフト機構（ＶＥＬ）、１１３…可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）、１１４…コントロールユニット（Ｃ／Ｕ）、１２７…作動角センサ、２０３…クランク角センサ、２０４…カムセンサ、２０５…水温センサ、２０６…吸気圧センサ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an internal combustion engine provided with a variable valve mechanism for changing a valve operating characteristic of an intake valve.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, there has been known a variable valve mechanism having a configuration in which a valve lift of an intake valve and an exhaust valve is continuously variable (for example, see Patent Document 1).
[0003]
The variable valve mechanism includes a control shaft disposed substantially parallel to the cam shaft, a control cam eccentrically fixed to the outer periphery of the control shaft, and a rocker arm pivotally supported by the control cam. A link arm and an eccentric cam that swing and drive one end of the rocker arm in accordance with the rotation of the cam shaft; and a swing that swings in conjunction with the other end of the rocker arm to open and close an intake valve and an exhaust valve. A cam; and an electromagnetic actuator that rotationally drives the control shaft.
[0004]
Although not described in the above publication, the electromagnetic actuator is fed back so that an actual operating angle of the control shaft detected by an operating angle sensor is made to coincide with a target operating angle corresponding to a required valve opening characteristic. It is configured to control.
[0005]
[Patent Document 1]
JP-A-11-141321
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, when each element of the variable valve mechanism including the intake valve and the exhaust valve undergoes thermal deformation (thermal expansion and thermal contraction) to change the valve clearance or the like, or the output of the operating angle sensor depends on the engine temperature. When the characteristics change, there is a problem that a desired valve lift cannot be obtained even if the detected actual operating angle of the control shaft is controlled to the target operating angle as described above.
[0007]
Particularly, in a region where the valve lift amount is small, there is a problem that a change in the valve clearance or the like greatly affects the cylinder intake air amount and a required engine torque cannot be obtained.
[0008]
The present invention has been made in view of the above problems, and has as its object to provide a control device for an internal combustion engine that can compensate for a change in intake air amount caused by a temperature characteristic of a variable valve mechanism.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
For this reason, the control device for an internal combustion engine according to the present invention controls the variable valve mechanism that changes the valve operating characteristic of the intake valve based on the target intake air amount, while controlling the intake valve in accordance with the detected engine temperature. Variations in the intake air amount based on the temperature characteristics of the valve or the variable valve mechanism are compensated.
[0010]
According to this configuration, the intake valve is controlled by the variable valve operating mechanism so as to have the target valve operating characteristic. However, thermal deformation (expansion and contraction) of the intake valve or the variable valve operating mechanism that changes according to the engine temperature and sensors and the like The output characteristics of the above compensate for fluctuations in the amount of intake air due to the fact that the actual valve operation characteristics differ from the target valve operation characteristics. The required engine torque can be obtained.
[0011]
Further, the invention according to claim 2 includes a configuration in which the variable valve mechanism changes the valve lift amount of the intake valve, and compensates for a change in the intake air amount caused by a change in the valve lift amount based on the temperature characteristic. I did it.
[0012]
With this configuration, even when the valve lift amount changes due to the influence of the thermal deformation or the sensor output characteristic and the intake air amount changes, the fluctuation of the engine torque can be suppressed. Further, the invention according to claim 3 reduces the engine output when the valve lift amount changes in the increasing direction, and increases the engine output when the valve lift amount changes in the decreasing direction. I did it.
[0013]
If the valve lift amount changes in the increasing direction, the intake air amount will also increase, so if the valve lift amount changes in the decreasing direction, so that the engine output is reduced to offset the intake air amount. Since the amount of intake air also decreases, the engine output is increased to compensate for the decrease, thereby suppressing fluctuations in the engine torque and obtaining the required engine torque.
[0014]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a configuration diagram of a vehicle internal combustion engine. In FIG. 1, an electronic control throttle 104 for opening and closing a throttle valve 103b by a throttle motor 103a is provided in an intake passage 102 of an internal combustion engine 101, and combustion is performed through the electronic control throttle 104 and an intake valve 105. Air is sucked into the chamber 106.
[0015]
The combustion exhaust gas is exhausted from the combustion chamber 106 via an exhaust valve 107, purified by the front catalyst 108 and the rear catalyst 109, and then released into the atmosphere.
The valve lift and valve operating angle of the intake valve 105 are continuously changed by a variable valve operating angle / lift mechanism (VEL) 112, and the valve timing is continuously changed by a variable valve timing mechanism VTC113. ing. Note that the valve lift amount and the valve operating angle can be changed simultaneously so that if one characteristic is determined, the other characteristic is also determined.
[0016]
On the other hand, the exhaust valve 107 is opened and closed by a cam 111 supported by an exhaust camshaft 110 while maintaining a constant valve lift and a valve operating angle.
A control unit (C / U) 114 containing a microcomputer includes an accelerator pedal sensor APS201 for detecting an accelerator opening AVO, an air flow meter 202 for detecting an air amount Qa upstream of the intake passage 102, and a crankshaft 120. The crank angle sensor 203 for extracting the rotation signal Ne, the throttle sensor 204 for detecting the opening TVO of the throttle valve 103b, the water temperature sensor 205 for detecting the cooling water temperature Tw of the engine 101, and the intake manifold pressure pm downstream of the throttle valve 103b. Detection signals from various sensors such as the intake pressure sensor 206 to be detected are input.
[0017]
Then, the accelerator pedal sensor APS201 is used to generate a target negative pressure (target Boost) and obtain a target intake air amount corresponding to the accelerator opening, based on the opening degree of the throttle valve 103b and the operation characteristics of the intake valve 105. The electronic control throttle 104, the VEL 112 and the VTC 113 are controlled in accordance with the detected accelerator pedal opening APO and the like.
[0018]
In addition, an electromagnetic fuel injection valve 131 is provided in the intake port 130 on the upstream side of the intake valve 105 of each cylinder, and the fuel injection valve 131 is driven to open by an injection pulse signal from the C / U 114. The fuel adjusted to a predetermined pressure is injected and supplied. The ignition plug 132 facing the combustion chamber 106 is driven by an ignition signal from the C / U 114, and performs spark ignition of the air-fuel mixture in the combustion chamber 106.
[0019]
Here, the structures of the VEL 112 and the VTC 113 will be described in detail. However, these are only examples, and the present invention is not limited to these.
First, the VEL 112 will be described. As shown in FIGS. 2 to 4, the VEL in the present embodiment is a hollow camshaft (the drive shaft) rotatably supported by a pair of

intake valves

105 and 105 and a cam bearing 14 of a cylinder head 11. ) 13, two

eccentric cams

15, 15 which are rotary cams supported by the camshaft 13, a control shaft 16 rotatably supported by the same cam bearing 14 above the camshaft 110, A pair of

rocker arms

18, 18 swingably supported on the control shaft 16 via a control cam 17, and a pair of

rocker arms

18, 18 disposed at the upper ends of the

intake valves

105, 105 via

valve lifters

19, 19, respectively.

Independent swing cams

20 and 20 are provided.
[0020]
The

eccentric cams

15, 15 and the

rocker arms

18, 18 are linked by

link arms

25, 25, and the

rocker arms

18, 18 and the

swing cams

20, 20 are linked by

link members

26, 26.
[0021]
As shown in FIG. 5, the eccentric cam 15 has a substantially ring shape and includes a small-diameter cam main body 15a and a flange portion 15b integrally provided on an outer end surface of the cam main body 15a. The camshaft insertion hole 15c is formed therethrough, and the axis X of the cam body 15a is eccentric from the axis Y of the camshaft 13 by a predetermined amount. Further, the eccentric cam 15 is press-fitted and fixed to both sides of the cam shaft 13 via the cam shaft insertion holes 15c so as not to interfere with the valve lifter 19, and the outer peripheral surface 15d of the cam body 15a has the same cam profile. Is formed.
[0022]
As shown in FIG. 4, the rocker arm 18 is formed to be bent substantially in a crank shape, and a central base 18a is supported by the control cam 17 so as to rotate independently. A pin hole 18d into which the pin 21 connected to the distal end of the link arm 25 is press-fitted is formed through one end 18b protruding from the outer end of the base 18a, while the inner end of the base 18a is formed. The other end portion 18c protruding from the portion has a pin hole 18e into which a pin 28 connected to one end portion 26a of each link member 26 described later is press-fitted.
[0023]
The control cam 17 has a cylindrical shape and is fixed to the outer periphery of the control shaft 16, and the position of the axis P 1 is eccentric from the axis P 2 of the control shaft 16 by α as shown in FIG.
[0024]
The swing cam 20 has a substantially horizontal U-shape as shown in FIGS. 2, 6 and 7, and the cam shaft 13 is inserted into a substantially annular base end portion 22 and is rotatably supported. A support hole 22a is formed to penetrate, and a pin hole 23a is formed to penetrate an end 23 located on the other end 18c side of the rocker arm 18.
[0025]
On the lower surface of the swing cam 20, a base circular surface 24a on the base end portion 22 side and a cam surface 24b extending in an arc shape from the base circular surface 24a to the end edge side of the end portion 23 are formed. The base circular surface 24a and the cam surface 24b abut on a predetermined position on the upper surface of each valve lifter 19 according to the swing position of the swing cam 20. That is, when viewed from the valve lift characteristics shown in FIG. 8, the predetermined angle range θ1 of the base circular surface 24a becomes the base circle section as shown in FIG. 2, and the predetermined angle range from the base circle section θ1 of the cam surface 24b. θ2 is a so-called ramp section, and a predetermined angle range θ3 from the ramp section θ2 of the cam surface 24b is set to be a lift section.
[0026]
The link arm 25 includes an annular base 25a and a protruding end 25b protruding at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base 25a. The cam 25a of the eccentric cam 15 is provided at the center of the base 25a. A fitting hole 25c that is rotatably fitted to the outer peripheral surface is formed, while a pin hole 25d through which the pin 21 is rotatably inserted is formed through the protruding end 25b. The link arm 25 and the eccentric cam 15 constitute a swing drive member.
[0027]
The link member 26 is formed in a linear shape having a predetermined length, and has

circular end portions

26a and 26b respectively provided with the other end portions 18c of the rocker arm 18 and the pin holes 18d and 23a of the end portion 23 of the swing cam 20. The

pin insertion holes

26c and 26d through which the ends of the

pins

28 and 29 press-fitted are rotatably inserted are formed. At one end of each of the

pins

21, 28, and 29, snap rings 30, 31, and 32 for restricting the axial movement of the link arm 25 and the link member 26 are provided.
[0028]
As shown in FIG. 10, the control shaft 16 is rotatably driven within a predetermined rotation angle range by an actuator (DC servo motor) 121 provided at one end. Then, by changing the operating angle of the control shaft 16 by the actuator 121, the position of the axis P2 of the control shaft 16 with respect to the axis P1 of the control cam 17 is changed, and the valve lift amount of the

intake valves

105, 105 and The valve operating angle changes continuously (see FIG. 9).
[0029]
More specifically, in FIG. 10, the DC servo motor 121 is arranged so that its rotation axis is parallel to the control shaft 16, and a first bevel gear 122 is provided at the tip of the rotation shaft. It is pivoted.
[0030]
A pair of

stays

123a, 123b are fixed to the distal end of the control shaft 16, and a nut 124 is fixed between the distal ends of the pair of

stays

123a, 123b.
[0031]
A second bevel gear 126 meshing with the first bevel gear 122 is rotatably supported at an end of the threaded rod 125 meshed with the nut 124, and the rotation of the DC servomotor 121 is controlled by the screwed rod 125. It is to be transmitted to.
[0032]
Then, the screw rod 125 is rotated by the DC servo motor 121, and the position of the nut 124 meshing with the screw rod 125 is displaced in the axial direction of the screw rod 125, thereby rotating the control shaft 16. The direction in which the position of the nut 124 approaches the second bevel gear 126 is the direction in which the valve lift decreases, and conversely, the direction in which the position of the nut 124 moves away from the second bevel gear 126 is the valve lift amount. Is increasing. This makes it possible to continuously vary the valve lift amount from an extremely small lift amount or a lift amount 0 to a wide range.
[0033]
As shown in FIG. 10, a potentiometer-type operating angle sensor 209 for detecting the operating angle of the control shaft 16 is provided at the tip of the control shaft 16, and is detected by the operating angle sensor 209. The C / U 114 performs feedback control of the DC servomotor 121 so that the actual operating angle (REVEL) matches the target operating angle (TGVEL).
[0034]
Next, the VTC 113 will be described. The VTC 113 in the present embodiment is a vane type variable valve timing mechanism, and controls the valve timing while changing the rotation phase of the camshaft with respect to the crankshaft while keeping the valve operating angle constant. In FIG. 11, a VTC 113 is rotatably driven by a crankshaft 120 via a timing chain via a timing chain, and is fixed to an end of the intake-side camshaft 13 so as to be rotatable in the cam sprocket 51. Rotating member 53, a hydraulic circuit 54 for rotating the rotating member 53 relative to the cam sprocket 51, and a lock for selectively locking the relative rotational position of the cam sprocket 51 and the rotating member 53 at a predetermined position. And a mechanism 60.
[0035]
The cam sprocket 51 includes a rotating portion (not shown) having a toothed portion on its outer periphery with which a timing chain (or a timing belt) meshes, and a housing disposed in front of the rotating portion and rotatably housing the rotating member 53. And a front cover and a rear cover (not shown) for closing the front and rear openings of the housing 56.
[0036]
The housing 56 has a cylindrical shape with open front and rear ends, and four substantially trapezoidal partition portions 63 provided along the axial direction of the housing 56 on the inner peripheral surface thereof at 90 °. Projected at intervals.
[0037]
The rotating member 53 is fixed to the front end of the intake-side camshaft 13, and first to fourth vanes 78 a to 78 d are provided at 90 ° intervals on the outer peripheral surface of the annular base 77.
[0038]
Each of the first to fourth vanes 78a to 78d has a trapezoidal shape opposite to that of the partition 63, and is disposed in a recess between the partition 63 to separate the recess in the front and rear direction of rotation. An advance-side hydraulic chamber 82 and a retard-side hydraulic chamber 83 are formed between both sides of each of the first to fourth vanes 78a to 78d and both side surfaces of each partition 63.
[0039]
The lock mechanism 60 locks the rotary member 53 by engaging the lock pin 84 into an engagement hole (not shown) at the maximum retarded side rotation position (reference operation state) of the rotary member 53. It has become.
[0040]
The hydraulic circuit 54 includes a first hydraulic passage 91 that supplies and discharges hydraulic pressure to and from the advance hydraulic chamber 82, and a second hydraulic passage 92 that supplies and discharges hydraulic pressure to the retard hydraulic chamber 83. It has two hydraulic passages, and a supply passage 93 and drain passages 94a, 94b are connected to the two

hydraulic passages

91, 92 via electromagnetic switching valves 95 for switching the passages.
[0041]
The supply passage 93 is provided with an engine-driven oil pump 97 for pumping the oil in the oil pan 96, and the downstream ends of the drain passages 94 a and 94 b communicate with the oil pan 96.
[0042]
The first hydraulic passage 91 is connected to four branch passages 91d which are formed substantially radially in the base portion 77 of the rotating member 53 and communicate with the advance-side hydraulic chambers 82. It is connected to four oil holes 92d opening to each retard side hydraulic chamber 83.
[0043]
In the electromagnetic switching valve 95, an internal spool valve body controls relative switching between the

hydraulic passages

91 and 92 and the supply passage 93 and the drain passages 94a and 94b.
[0044]
The C / U 114 controls the amount of power to the electromagnetic actuator 99 that drives the electromagnetic switching valve 95 based on a duty control signal on which a dither signal is superimposed.
[0045]
For example, when a control signal (OFF signal) having a duty ratio of 0% is output to the electromagnetic actuator 99, the hydraulic oil pumped from the oil pump 47 is supplied to the retard hydraulic chamber 83 through the second hydraulic passage 92. At the same time, the hydraulic oil in the advance hydraulic chamber 82 is discharged from the first drain passage 94 a into the oil pan 96 through the first hydraulic passage 91. Accordingly, the internal pressure of the retard side hydraulic chamber 83 becomes high, and the internal pressure of the advance side hydraulic chamber 82 becomes low, and the rotating member 53 rotates to the maximum retard side via the vanes 78a to 78b. The opening period (opening timing and closing timing) of the intake valve 105 is delayed.
[0046]
On the other hand, when a control signal (ON signal) having a duty ratio of 100% is output to the electromagnetic actuator 99, the hydraulic oil is supplied into the advance hydraulic chamber 82 through the first hydraulic passage 91, and the retard hydraulic pressure is also supplied. The operating oil in the chamber 83 is discharged to the oil pan 96 through the second hydraulic passage 92 and the second drain passage 94b, and the pressure in the retard hydraulic chamber 83 becomes low. Accordingly, the rotating member 53 rotates to the maximum advance angle via the vanes 78a to 78d, thereby shortening the opening period (opening timing and closing timing) of the intake valve 105.
[0047]
In the configuration described above, the C / U 114 executes the fuel injection control and the ignition timing control while executing the intake air amount control by controlling the valve lift amount of the intake valve 105 by the VEL 112.
[0048]
The fuel injection control is specifically performed as follows.
First, the stoichiometric air-fuel ratio is calculated from the air amount Qa detected based on the signal from the air flow meter 202 and the engine rotation speed Ne detected based on the signal from the crank angle sensor 203 as follows: A corresponding basic fuel injection amount Tp is calculated.
[0049]
Tp = K · Qa / Ne (K is a constant)
Then, a final fuel injection amount Ti is calculated as in the following equation, and an injection pulse signal corresponding to the calculated fuel injection amount Ti is calculated at a predetermined timing synchronized with the engine (engine) rotation. To perform fuel injection.
[0050]
Ti = Tp × TGLMD × α (TGLMD: target air-fuel ratio, α: air-fuel ratio feedback correction coefficient)
The ignition timing control is performed by referring to a predetermined map (using these as parameters) based on the engine speed Ne and the throttle opening TVO detected based on a signal from the throttle sensor 204. This is performed by calculating the timing ADV and outputting the ignition timing ADV to the ignition plug 132.
[0051]
Here, as shown in FIG. 12, even when the operating angle of the control shaft 16 detected by the operating angle sensor 209 is set to the same operating angle (when the VEL 112 is controlled to have the same valve lift). It has been found that the actual valve lift varies depending on the engine temperature (in the present embodiment, the valve lift decreases as the engine temperature increases).
[0052]
It is considered that such a change includes a change due to a temperature characteristic of each element constituting the intake valve 105 and the VEL 112 (a change in valve clearance due to thermal deformation, a change in an output characteristic of the operating angle sensor 209, and the like). If control is not performed in consideration of such a change, the intake air amount control by the VEL 112 cannot be performed with high accuracy, and the engine torque will also fluctuate.
[0053]
Therefore, in the present embodiment, in order to compensate for a change in the intake air amount (engine output torque) caused by a change in the valve lift amount due to the temperature characteristic, as described later, the target operating angle of the VEL 112, the throttle valve 103b Any of the engine control amounts such as the target opening, the fuel injection amount, and the ignition timing is corrected according to the engine temperature, and the engine is controlled based on the corrected engine control amount.
[0054]
Hereinafter, the control of the present invention executed by the C / U 114 will be described.
In the following description, a case where the valve lift amount decreases as the engine temperature increases due to the temperature characteristics of the VEL 112 will be described as an example. However, for example, the tendency differs depending on the temperature characteristics of the VEL 112 (for example, as the engine temperature increases, In the case where the valve lift amount becomes large), a correction is appropriately made accordingly.
[0055]
13 to 16 show a first embodiment of the compensation control for the fluctuation of the intake air amount, in which a target operating angle (a target valve lift amount) of the VEL 112 is set in consideration of the temperature characteristics. It is.
[0056]
FIG. 13 is a block diagram showing the setting of the target operating angle TGVEL of the VEL 112 in the first embodiment. In FIG. 13, a target volume flow ratio calculation unit 301 calculates a target volume flow ratio TQH0ST (target intake air amount) of the internal combustion engine 101 as follows.
[0057]
First, while calculating the required air amount Q0 corresponding to the accelerator opening APO and the engine rotation speed Ne, the ISC required air amount QISC (idling required air amount) required by the idle rotation speed control (ISC) is calculated.
[0058]
Then, the total of the required air amount Q0 and the ISC required air amount QISC is determined as a total required air amount Q (Q = Q0 + QISC), and the total required air amount Q is determined by the engine speed Ne and the effective exhaust amount (total cylinder volume). ) By dividing by VOL #, a target volume flow rate ratio TQH0ST (= Q / (Ne · VOL #)) corresponding to the required air amount (REQGAS) is calculated.
[0059]
Then, in the correcting section 302, the target volume flow ratio TQH0ST is made to correspond to the upstream pressure of the intake valve 105 generated according to the opening degree of the throttle valve 103b, and the closing timing of the intake valve 105 ( In order to correspond to the effective cylinder volume that changes according to IVC), a correction according to the upstream pressure of the intake valve and a correction according to the closing timing of the intake valve are performed to obtain TQH0ST1.
[0060]
The first conversion unit 303 converts the corrected target volume flow ratio TQH0ST1 into a state quantity VAANV (A / N / V characteristic) using a conversion table as shown in FIG. The rotation speed Ne is multiplied by the displacement VOL # in the second multiplier 305 to obtain a basic target valve opening area TAAVEL0. The conversion table is created by previously obtaining the relationship between the volume flow ratio QH0 and the A / N / V characteristics based on the one-dimensional steady flow equation of the compressible fluid.
[0061]
On the other hand, the opening area converter 306 converts the actual operating angle (valve lift amount) LEVEL detected by the operating angle sensor 209 into a valve opening area REAAVEL0 using a conversion table as shown in the figure. Note that such a conversion table is created by previously obtaining the relationship between the operating angle of the VEL 112 and the opening area.
[0062]
In addition, the opening area change amount calculation unit 307 refers to a map as shown in the figure based on the engine temperature temp (cooling water temperature Tw or oil temperature) and the actual operating angle REVEL to determine the temperature of the intake valve 105 or the VEL 112. The opening area change amount dAAVEL is calculated based on the characteristics. It should be noted that such a map is created by previously obtaining the opening area that changes according to the engine temperature.
[0063]
The opening area change amount dAAVEL is output to the switching output unit 308, and the switching output unit 308 switches the output in accordance with the actual operating angle REVEL. That is, when the actual operation angle REVEL is equal to or smaller than the predetermined value LMVEL #, the opening area change amount dAAVEL is output. When the actual operation angle REVEL exceeds the predetermined value LMVEL #, 0 is output. This is because, when the valve lift amount is large to some extent, the effect of the change in the valve lift amount due to the engine temperature on the change in the intake air amount becomes negligible. As a result, the actual operating angle REVEL becomes a predetermined value. Only when the value is equal to or less than the value LMVEL #, the compensation of the intake air amount fluctuation is performed.
[0064]
The first adder 309 adds the opening area change amount dAAVEL to the valve opening area REAAVEL0. In the present embodiment, as the engine temperature increases (even at the same operating angle), the valve lift amount decreases, so that the opening area change amount dAAVEL is set as a negative value (<0).
[0065]
The third multiplication unit 310 further multiplies the opening area rotation correction value KHOSNE to obtain the actual valve opening area REAAVEL. The reason why the opening area correction value KHOSNE is multiplied is to perform correction in consideration of the fact that the inertia force increases due to the increase in the engine rotation speed Ne and the valve opening area increases due to the characteristics of the VEL 112. Note that the opening area correction value KHOSNE used here is set by the opening area correction value setting unit 311 based on the actual operating angle LEVEL and the engine rotation speed Ne with reference to a map such as that shown in FIG. You.
[0066]
The basic target valve opening area TAAVEL0 and the actual valve opening area REAAVEL are output to a subtraction unit 311. The subtraction unit 311 calculates a deviation EAAVEL (= TAAVEL0−REAAVEL), and then calculates a deviation EAAVEL in a second addition unit 312. The deviation EAAVEL is added to the basic target valve opening area TAAVEL0 to obtain a target valve opening area TAAVEL.
[0067]
Then, the second conversion unit 313 converts the target valve opening area TGAAVEL into a target operating angle TGVEL using a conversion table as shown in the figure, and outputs the target operating angle TGVEL.
[0068]
Thereby, the actuator 201 of the VEL 112 is driven so that the actual operating angle REVEL of the VEL 112 becomes the target operating angle TGVEL, and the actual valve opening area REAAVEL is controlled to the target valve opening area TGAAVEL. As a result, the VEL 112 can be controlled in consideration of the amount of change in the valve lift based on temperature characteristics such as thermal deformation, so that accurate intake air amount control can be performed. In the above control, the reason why the deviation EAAVEL is added to the basic target valve opening area TGAAVEL0 calculated based on the target volume flow ratio TQH0ST to obtain the target valve opening area TGAAVEL is to ensure good responsiveness. is there.
[0069]
FIG. 14 is a block diagram showing the setting of the target phase angle TGVTC of the VTC 113 in the first embodiment. In FIG. 14, a VTC target angle calculation unit 321 refers to a target map TGVTC (target advance angle) in the VTC 113 based on the target volume flow ratio TQH0ST and the engine speed Ne with reference to a map created in advance as shown in FIG. Amount) and outputs the target phase TGVTC.
[0070]
As a result, the amount of energization of the VTC 113 to the electromagnetic actuator 99 is controlled such that the current rotation phase VTCNOW becomes the target phase TGVTC. Here, as the target volume flow ratio TQH0ST is larger and the engine speed Ne is higher, the target phase angle TGVTC at which the valve timing is retarded is set.
[0071]
FIG. 15 is a block diagram showing the setting of the target opening TDTVO of the throttle valve 103b in the first embodiment. In FIG. 15, the first conversion unit 331 converts the target volume flow ratio TQH0ST into a state quantity AANV0 using a conversion table as shown in the figure. The state quantity AANV0 is represented by At / (Ne · VOL #) when the throttle valve opening area is At, the engine speed is Ne, and the displacement (cylinder capacity) is VOL #.
[0072]
Next, in the first multiplier 332 and the second multiplier 333, the state amount AANV0 is multiplied by the engine speed Ne and the exhaust amount VOL #, respectively, to obtain a basic throttle opening area TVOAA0. The basic throttle opening area TVOAA0 is a throttle opening area required when the intake valve 105 has reference valve operating characteristics (hereinafter referred to as Std. Valve operating characteristics).
[0073]
The third multiplying unit 334 multiplies the basic throttle opening area TV0AA0 by an intake valve opening correction value KAVEL, thereby responding to the actual operating characteristic of the intake valve 105 (that is, a change from the Std. Valve operating characteristic). Is corrected to obtain the throttle opening area TVOAA. The setting of the intake valve opening correction value KAVEL will be described later (see FIG. 16).
[0074]
Then, the second converter 335 converts the throttle opening area TVOAA into a target opening (angle) TDTVO of the throttle valve 103b using a change table as shown in the figure, and outputs the target opening TDTVO. Thus, the electronic control throttle 104 is controlled so that the opening of the throttle valve 103b becomes the target opening TDTVO, and a target negative pressure is generated.
[0075]
FIG. 16 is a block diagram showing the calculation of the intake valve opening correction value KAVEL. The intake valve opening correction value KAVEL is set to secure a constant air amount even when the operation characteristic of the intake valve 105 changes (from Std. Valve operation characteristic). It is calculated as follows.
[0076]
First, an air flow rate Qth (t) (kg / sec) passing through the throttle valve 103b can be expressed by the following equations (1) and (2).
[0077]
(Equation 1)

[0078]
Where Pa: atmospheric pressure (Pa), Pm: manifold pressure (Pa), Ta: outside air temperature (K), At: throttle opening area (m ^Two ).
Accordingly, in order to keep the air amount constant even when the operating characteristic of the intake valve 105 changes (for example, from state 0 to state 1), the following equation (3) needs to be satisfied.
[0079]
(Equation 2)

[0080]
Here, Pa: atmospheric pressure, Ta: outside air temperature, Pm0: Std. Target manifold pressure at the time of valve operation characteristics, Pm1: Target manifold pressure after change of valve operation characteristics, At0: Std. Throttle valve opening area at the time of valve operating characteristics, At1: throttle opening area after changing valve operating characteristics.
[0081]
Therefore, Std. The relationship between the throttle opening area At0 at the time of the valve operation characteristic and the throttle opening area after the change of the valve operation characteristic (that is, at the time of operation of the VEL 112) is represented by the following equation (4), which is the intake valve opening correction value KAVEL. It is.
[0082]
[Equation 3]

[0083]
Therefore, first, the reference pressure ratio calculating section 341 sets the Std. The ratio between the target manifold pressure Pm0 and the atmospheric pressure Pa in the valve operating characteristics (Pm0 / Pa; reference pressure ratio) is determined in advance based on the target volume flow ratio TQH0ST and the engine speed Ne as shown in FIG. Determine with reference to a map that has been randomly assigned.
[0084]
Then, the KPA0 calculating section 342 searches the table TBLKPA0 as shown in the figure based on the reference pressure ratio (Pm0 / Pa) to calculate KPA0. The KPA0 can be represented by the following formula (5), and corresponds to the numerator of the formula (4).
[0085]
(Equation 4)

[0086]
On the other hand, the KPA1 calculating section 343 searches the table TBLKPA1 shown in the figure based on the target pressure ratio (Pm0 / Pa) to calculate KPA1. The KPA1 can be expressed by the following equation (6), and corresponds to the denominator of the equation (4).
[0087]
(Equation 5)

[0088]
Then, the division unit 344 calculates the intake valve opening correction value KAVEL (= KPA0 / KPA1) by dividing the KPA0 by the KPA1 and outputs this to the third multiplication unit (block 334 in FIG. 15).
[0089]
17 and 18 show a second embodiment of the compensation control for the fluctuation of the intake air amount, in which the target valve timing of the VEL 112 is corrected.
[0090]
FIG. 17 is a block diagram showing the setting of the target operating angle TGVEL of the VEL 112 in the second embodiment. 17, blocks 401 to 405 are the same as blocks 301 to 305 in FIG. 13 in the first embodiment. However, in the present embodiment, the calculated target valve opening area TAAVEL (corresponding to the basic target valve opening area TAAVEL0 of the first embodiment) is directly output to the second converter 406, and the second converter 406 The target valve opening area TAAVEL is converted into a target operation angle TGVEL, and the target operation angle TGVEL is output.
[0091]
FIG. 18 is a block diagram showing the setting of the target phase angle TGVTC of the VTC 113 in the second embodiment. In FIG. 18, blocks 411 to 415 are the same as blocks 306 to 311 in FIG. 13 in the first embodiment. Then, the calculated actual valve opening area REAAVEL is divided by the engine speed Ne in the first divider 416, and divided by the displacement VOL # in the second divider 417 to obtain the state quantity REVAANV (A / N / V characteristic). Convert.
[0092]
The conversion unit 418 converts the state quantity REVAANV into a volume flow ratio (actual volume flow ratio) REQH0 corresponding to an actual intake air amount (REALGAS) using a conversion table as shown in the figure. The conversion table is created by previously obtaining the relationship between the volume flow ratio QH0 and the A / N / V characteristics based on the one-dimensional steady flow equation of the compressible fluid.
[0093]
The dividing unit 419 divides the target volume flow ratio TQH0ST corresponding to the target intake air amount by the actual volume flow ratio REQH0 to calculate a volume flow ratio change ratio GAINTQH0 (= TQH0ST / REQH0).
[0094]
The multiplier 420 multiplies the target volume flow rate ratio TQH0ST by the volume flow rate change rate GAINTQH0 to calculate a final target volume flow rate ratio TQH0ST1.
Then, in the VTC target angle calculation unit 421 (similar to the block 321 in FIG. 13 in the first embodiment), the VTC target angle calculation unit 421 generates in advance based on the final target volume flow ratio TQH0ST1 and the engine speed Ne as shown in FIG. The target phase angle TGVTC (target advance amount) in the VTC 113 is calculated with reference to the map thus obtained, and the target phase angle TGVTC is output.
[0095]
This allows the VTC 113 to be controlled in consideration of a change in the intake air amount due to a change in the valve lift amount based on a temperature characteristic such as thermal deformation, so that the accuracy of the intake air amount control can be improved.
[0096]
Note that the setting of the target opening TDTVO of the throttle valve 103b in the present embodiment is the same as in the first embodiment, and a description thereof will be omitted (see FIGS. 15 and 16).
[0097]
FIG. 19 shows a third embodiment of the compensation control for the fluctuation of the intake air amount, in which the target opening of the throttle valve 103b is corrected.
In the present embodiment, the target operating angle TGVEL of the VEL 112 is set in the same manner as in FIG. 17 in the second embodiment, and the target phase angle TGVTC of the VTC 113 is set in the same manner as in FIG. 14 in the first embodiment. And
[0098]
FIG. 19 is a block diagram for setting a target angle of the throttle valve 103b in the third embodiment. In FIG. 19, blocks 501 to 510 are the same as blocks 411 to 420 in FIG. 18 in the second embodiment.
[0099]
The blocks 511 to 515 are the same as those in the first embodiment except that the target volume flow ratio TQH0ST is the final target volume flow ratio TQH0ST1 obtained by multiplying the target volume flow ratio change ratio GAINTQH0 by the target volume flow ratio TQH0ST. This is similar to blocks 331 to 335 in FIG.
[0100]
Thus, the electronic control throttle 104 can be controlled in consideration of the amount of change in the amount of intake air due to a change in the amount of valve lift based on temperature characteristics such as thermal deformation, so that the accuracy of intake air amount control can be improved.
[0101]
FIG. 20 shows a fourth embodiment of the compensation control for the fluctuation of the intake air amount, in which the basic fuel injection amount Tp and the ignition timing IT are corrected.
In the present embodiment, the target operating angle TGVEL of the VEL 112 is set in the same manner as in FIG. 17 in the second embodiment, and the target phase angle TGVTC of the VTC 113 is set in the same manner as in FIG. 14 in the first embodiment. The target angle TDTVO of the valve 103b is set in the same manner as in FIG. 15 of the first embodiment.
[0102]
20, blocks 601 to 608 are the same as blocks 411 to 418 in FIG. 18 in the second embodiment (and blocks 501 to 508 in FIG. 19 in the third embodiment).
[0103]
Then, a subtraction unit 609 calculates a deviation EQH0 (= TQH0ST-REQH0) between the target volume flow ratio TQH0ST and the actual volume flow ratio REQH0, and uses the deviation EQH0 as a fuel injection amount correction unit 560 and an ignition timing correction unit 611. Output to
[0104]
The fuel injection amount correction unit 610 corrects the basic fuel injection amount Tp based on the difference EQH0. Specifically, when the deviation EQH0 <0, since the actual intake air amount is larger than the target intake air amount, the deviation EQHO> 0 is set so that the basic fuel injection amount Tp is reduced. Is corrected so as to increase the basic fuel injection amount Tp because the actual intake air amount is smaller than the target intake air amount. After the correction is performed, the final fuel injection amount Ti is calculated. Thus, the required engine torque can be ensured even if the intake air amount fluctuates with a change in the valve lift amount due to temperature characteristics such as thermal deformation.
[0105]
On the other hand, the ignition timing correction section 611 corrects the ignition timing IT based on the deviation EQH0. Specifically, when the deviation EQH0 <0, the actual intake air amount is larger than the target intake air amount, and a torque larger than the required engine torque is generated. The ignition timing ADV is retarded so as to cancel out. As a result, even if the intake air amount increases with a change in the valve lift amount based on temperature characteristics such as thermal deformation, fluctuations in the engine torque can be prevented and the required engine can be reliably obtained.
[0106]
Further, technical ideas other than the claims that can be grasped from the embodiment will be described below together with their effects.
(A) In the control device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3, the compensating means includes a valve lift amount, a valve timing, and an intake air of the engine set based on a target intake air amount. The variation in the intake air amount is compensated by correcting any one of the opening degree, the fuel injection amount, and the ignition timing of the throttle valve provided in the passage.
[0107]
With this configuration, it is possible to effectively offset the fluctuation of the intake air amount and the fluctuation of the engine output due to the thermal deformation of each element of the intake valve or the variable valve mechanism.
(B) In the control device for an internal combustion engine according to any one of (2) and (3) or (a), the compensating means may reduce the intake air amount only when the valve lift amount is equal to or less than a predetermined value. It is characterized by compensating for fluctuations.
[0108]
When the valve lift amount becomes larger than a certain level, the fluctuation of the intake air amount due to the change of the valve lift amount becomes relatively small, so that the compensation control can be suppressed to the minimum necessary, and the control can be simplified and facilitated. it can.
(C) In the control device for an internal combustion engine according to any one of (2) and (3), (A) and (B), the variable valve mechanism has a valve lift amount of 0 or a minute valve near the valve lift amount. It is characterized by being continuously variable up to the lift amount.
[0109]
With this configuration, the intake air amount control by the variable valve mechanism can be performed in a wide range, and the compensation control can be effectively performed in a minute valve lift region where the intake air amount fluctuation due to a change in the valve lift amount becomes large. I can do it.
(D) In the control device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3, and (a) to (c), the variable valve mechanism is configured to rotate in synchronization with a crankshaft. A shaft, a drive cam fixed to the drive shaft, a swing cam that swings to open and close the intake valve, and one end linked to the drive cam side and the other end linked to the swing cam side. And a control shaft having a control cam for changing the attitude of the transmission mechanism, and an actuator for rotating the control shaft, wherein the actuator controls the rotation of the control shaft. The valve lift of the intake valve is continuously changed.
[0110]
With this configuration, by controlling the rotation of the control shaft by the actuator, the intake air amount control can be performed by continuously changing the valve lift amount of the intake valve.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system configuration diagram of an internal combustion engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a sectional view of a variable valve operating angle / lift mechanism (VEL) according to the embodiment (a sectional view taken along line AA in FIG. 3);
FIG. 3 is a side view of the VEL.
FIG. 4 is a plan view of the VEL mechanism.
FIG. 5 is a perspective view of an eccentric cam used for the VEL.
FIG. 6 is a cross-sectional view (a cross-sectional view taken along the line BB of FIG. 3) illustrating an operation of the VEL during a low lift.
FIG. 7 is a cross-sectional view (a cross-sectional view taken along the line BB in FIG. 3) showing the operation of the VEL at the time of high lift.
FIG. 8 is a valve lift characteristic diagram corresponding to the base end surface and the cam surface of the swing cam in the VEL.
FIG. 9 is a characteristic diagram of valve timing and valve lift of the VEL.
FIG. 10 is a perspective view showing a rotation drive mechanism of a control shaft in the VEL.
FIG. 11 is a sectional view showing a variable valve timing mechanism (VTC) in the embodiment.
FIG. 12 is a diagram showing a change in a valve lift amount based on a temperature characteristic of an intake valve or VEL.
FIG. 13 is a block diagram showing setting of a target operating angle TGVEL of VEL in the first embodiment.
FIG. 14 is a block diagram showing setting of a target phase angle TGVTC of VTC in the first embodiment.
FIG. 15 is a block diagram showing setting of a target opening TDTVO of a throttle valve in the first embodiment.
FIG. 16 is a block diagram showing calculation of an intake valve opening correction value KAVEL used for setting the target opening TDTVO of the throttle valve.
FIG. 17 is a block diagram showing setting of a target operating angle TGVEL of VEL in the second embodiment.
FIG. 18 is a block diagram showing setting of a target phase angle TGVTC of VTC in the second embodiment.
FIG. 19 is a block diagram illustrating setting of a target opening TDTVO of a throttle valve according to a third embodiment.
FIG. 20 is a block diagram showing setting of a fuel injection amount Ti and setting of an ignition timing ADV in a fourth embodiment.
[Explanation of symbols]
101: internal combustion engine, 105: intake valve, 107: exhaust valve, 112: variable valve operating angle / lift mechanism (VEL), 113: variable valve timing mechanism (VTC), 114: control unit (C / U), 127 ... Operating angle sensor, 203: crank angle sensor, 204: cam sensor, 205: water temperature sensor, 206: intake pressure sensor

Claims

A control device for an internal combustion engine including a variable valve mechanism that varies a valve operating characteristic of an intake valve of an engine,
Engine temperature detecting means for detecting the engine temperature;
Control means for controlling the variable valve mechanism based on a target intake air amount;
Compensation means for compensating for fluctuations in the amount of intake air based on the temperature characteristics of the intake valve or the variable valve mechanism according to the detected engine temperature,
A control device for an internal combustion engine, comprising:

The variable valve mechanism includes a configuration in which the valve lift amount is variable,
2. The control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein said compensating means compensates for a change in an intake air amount caused by a change in a valve lift amount based on said temperature characteristic.

The compensation means reduces the engine output when the valve lift amount changes in the increasing direction, and increases the engine output when the valve lift amount changes in the decreasing direction. Item 3. A control device for an internal combustion engine according to Item 2.