JP5316086B2 - Control device and control method for internal combustion engine - Google Patents

Description

本発明は、可変圧縮比機構や可変動弁機構を備えた内燃機関の制御に関し、特に、ピストンと吸気又は排気の弁との干渉を回避する技術に関する。   The present invention relates to control of an internal combustion engine provided with a variable compression ratio mechanism and a variable valve mechanism, and more particularly to a technique for avoiding interference between a piston and an intake or exhaust valve.

内燃機関の低速低負荷時における燃費の改善や安定した運転性並びに高速高負荷時における吸気充填効率の向上による十分な出力の確保、などのために、吸気弁あるいは排気弁のバルブリフト特性を可変とする可変動弁機構や、内燃機関のピストンの上死点位置を変化させることによって機関圧縮比を可変とする可変圧縮比機構が、従来から種々提案されている。   Variable valve lift characteristics of intake or exhaust valves to improve fuel efficiency at low speed and low load of internal combustion engines, ensure stable operation, and secure sufficient output by improving intake charge efficiency at high speed and high load Conventionally, various variable valve mechanisms and variable compression ratio mechanisms that make the engine compression ratio variable by changing the top dead center position of the piston of the internal combustion engine have been proposed.

特許文献１には、このような可変圧縮比機構と可変動弁機構とを併用する場合に、ピストンと吸気弁との干渉を回避するように、実際のバルブリフト特性に応じて目標圧縮比を制限する技術が記載されている。   In Patent Document 1, when such a variable compression ratio mechanism and a variable valve mechanism are used in combination, a target compression ratio is set according to actual valve lift characteristics so as to avoid interference between the piston and the intake valve. The limiting technique is described.

特開２００７−１２０４６４号公報JP 2007-120464 A

しかしながら、上記特許文献１のように、ピストンと弁とが干渉することのないように、可変圧縮比機構と可変動弁機構の目標値をそれぞれ設定したとしても、実際の制御処理は所定（有限）の演算間隔毎に行われることから、機関加速時など、機関負荷や機関回転数の変化に応じて機関圧縮比やバルブリフト特性が変化する過渡期には、個々のアクチュエータの応答速度の相違によって、過渡的にピストンと弁とが接近することがある。例えば、加速時のように、可変動弁機構により吸気弁のリフト作動角を大きくしつつ可変圧縮比機構により機関圧縮比（ピストン上死点位置）を低くする場合、吸気弁のリフト作動角の増加に対して機関圧縮比の低下が遅れると、過渡的にピストンと吸気弁とが接近することとなる。従って、比較的大きな安全代を見込んで各々の目標値が設定されることとなり、それだけ目標値の設定範囲が狭められ、所期の燃費・出力向上効果が低下する、という問題がある。   However, as in Patent Document 1, even if the target values of the variable compression ratio mechanism and the variable valve mechanism are set so that the piston and the valve do not interfere with each other, the actual control processing is predetermined (finite) ), The response speeds of the individual actuators differ during the transition period when the engine compression ratio and valve lift characteristics change according to changes in engine load and engine speed, such as during engine acceleration. Due to this, the piston and the valve may be transiently approached. For example, when increasing the lift operating angle of the intake valve by the variable valve mechanism and lowering the engine compression ratio (piston top dead center position) by the variable compression ratio mechanism as in acceleration, the lift operating angle of the intake valve When the decrease in the engine compression ratio is delayed with respect to the increase, the piston and the intake valve are brought close to each other. Accordingly, each target value is set in anticipation of a relatively large safety allowance, so that the target value setting range is narrowed accordingly, and there is a problem that the expected improvement in fuel efficiency and output is reduced.

本発明はこのような課題に鑑みてなされたものである。すなわち、本発明に係る内燃機関は、吸気又は排気の弁のバルブリフト特性あるいは内燃機関のピストン上死点位置を変化させる少なくとも２つの可変機構と、各可変機構を駆動する少なくとも２つのアクチュエータと、を備える。各アクチュエータは、通常、機関負荷や機関回転数などの機関運転状態に応じて設定された目標値へ向けてそれぞれ駆動制御される。   The present invention has been made in view of such problems. That is, the internal combustion engine according to the present invention includes at least two variable mechanisms that change the valve lift characteristics of intake or exhaust valves or the piston top dead center position of the internal combustion engine, and at least two actuators that drive the variable mechanisms, Is provided. Each actuator is normally driven and controlled toward a target value set according to the engine operating state such as the engine load and the engine speed.

そして本発明では、バルブリフト特性又はピストン上死点位置に対応する各アクチュエータの実作動位置を検出又は推定し、各アクチュエータの実作動位置と、その作動速度及び作動方向と、に基づいて、排気上死点近傍における上記ピストンと弁とのピストン−バルブ間距離を予測し、この予測されたピストン−バルブ間距離が所定のしきい値より小さい場合、少なくとも一つのアクチュエータの作動を一時的に制限する。具体的には、アクチュエータの作動を一時的に停止し、あるいは作動速度を抑制し、あるいは作動方向を反転させる。   In the present invention, the actual operating position of each actuator corresponding to the valve lift characteristic or the piston top dead center position is detected or estimated, and the exhaust is determined based on the actual operating position of each actuator, its operating speed and operating direction. If the piston-valve distance between the piston and the valve near the top dead center is predicted and the predicted piston-valve distance is smaller than a predetermined threshold, the operation of at least one actuator is temporarily limited. To do. Specifically, the operation of the actuator is temporarily stopped, the operation speed is suppressed, or the operation direction is reversed.

上記の『排気上死点近傍』とは、内燃機関においてピストンと吸気弁・排気弁とが最も近づくタイミング（クランク角）を含む範囲であり、例えば排気上死点を含む所定のクランク角範囲（例えば±９０°）である。   The above “exhaust top dead center vicinity” is a range including the timing (crank angle) at which the piston and the intake valve / exhaust valve are closest to each other in the internal combustion engine. For example, a predetermined crank angle range including exhaust top dead center ( For example, ± 90 °).

すなわち本発明は、可変機構のアクチュエータの目標値を制限するのではなく、加速時や減速時などの機関回転数や機関負荷の変化に伴って各アクチュエータの目標値が変化する場合に、各アクチュエータの作動速度の相違に起因して、過渡的にピストンと弁とが排気上死点近傍で過度に接近する状況を予測し、その場合には目標値へ向けて駆動制御されているアクチュエータのうち、その作動方向がピストン−バルブ間距離を縮める方向のアクチュエータの作動を一時的に制限するものであって、最終的には全てのアクチュエータが目標値へ向けて駆動制御されることとなる。従って、目標値の設定範囲を狭めることなく、ピストンと弁との干渉を抑制又は回避することができる。   That is, the present invention does not limit the target value of the actuator of the variable mechanism, but when the target value of each actuator changes with changes in the engine speed or engine load during acceleration or deceleration, Because of the difference in the operating speed of the actuator, it is predicted that the piston and valve will excessively approach near the exhaust top dead center, and in that case, among the actuators that are drive-controlled toward the target value The operation direction of the actuator temporarily restricts the operation of the actuator in the direction in which the distance between the piston and the valve is shortened. Finally, all the actuators are driven and controlled toward the target value. Accordingly, interference between the piston and the valve can be suppressed or avoided without narrowing the target value setting range.

本発明によれば、ピストンと弁との干渉を回避しつつ、過度に大きな安全代を見込まずに目標値を設定することが可能となるため、実現可能なバルブリフト特性や機関圧縮比の可変範囲を幅広く確保し、所期の燃費・出力向上効果を得ることができる。   According to the present invention, it is possible to set a target value without allowing an excessively large safety allowance while avoiding interference between the piston and the valve, so that variable valve lift characteristics and variable engine compression ratios can be realized. A wide range can be secured, and the expected improvement in fuel consumption and output can be obtained.

本発明の一実施例に係る可変圧縮比機構を示す断面対応図。FIG. 3 is a cross-sectional view illustrating a variable compression ratio mechanism according to an embodiment of the present invention. 上記実施例の２つの可変動弁機構を示す斜視図。The perspective view which shows the two variable valve mechanisms of the said Example. 機関圧縮比の目標値設定用の制御マップを示す特性図。The characteristic view which shows the control map for the target value setting of an engine compression ratio. 吸気作動角の目標値設定用の制御マップを示す特性図。The characteristic view which shows the control map for the target value setting of an intake operating angle. 吸気中心角の目標値設定用の制御マップを示す特性図。FIG. 5 is a characteristic diagram showing a control map for setting a target value of an intake air center angle. 本実施例に係るピストン−バルブ干渉回避制御の流れを示すフローチャート。The flowchart which shows the flow of the piston-valve interference avoidance control which concerns on a present Example. 機関加速時における吸気作動角や吸気中心角の変化を示す説明図。Explanatory drawing which shows the change of the intake operation angle at the time of engine acceleration, and an intake center angle. 機関減速時における吸気作動角や吸気中心角の変化を示す説明図。Explanatory drawing which shows the change of the intake operation angle at the time of engine deceleration, and an intake center angle. クランク角信号，Ｒｅｆ信号及びＰｈａｓｅ信号を示す説明図。Explanatory drawing which shows a crank angle signal, a Ref signal, and a Phase signal. 演算間隔設定用の制御マップを示す特性図。The characteristic view which shows the control map for calculation interval setting.

以下、この発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。本実施例の内燃機関には、ピストン３と吸気弁又は排気弁とのピストン−バルブ間距離に影響を及ぼす可変機構５０，５１，５２として、ピストン３の上死点位置を変化させることで機関圧縮比を可変とする可変圧縮比機構５０と、吸気弁５３のバルブリフト特性を変化させる２つの可変動弁機構５１，５２と、が設けられている。   Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the internal combustion engine of the present embodiment, as the variable mechanism 50, 51, 52 which affects the distance between the piston 3 and the intake valve or the exhaust valve, the top dead center position of the piston 3 is changed. A variable compression ratio mechanism 50 that changes the compression ratio and two variable valve mechanisms 51 and 52 that change the valve lift characteristics of the intake valve 53 are provided.

図１に示すように、可変圧縮比機構５０は、複リンク式ピストン−クランク機構を利用したもので、シリンダブロック１のシリンダ２内のピストン３にピストンピン４を介して一端が連結されたアッパリンク５と、このアッパリンク５の他端に連結ピン６を介して連結されるとともに、クランクシャフト７のクランクピン８に回転可能に連結されたロアリンク９と、このロアリンク９のクランクピン８周りの回転の自由度を制限するために該ロアリンク９にさらに連結ピン１０を介して一端が連結され、かつ他端がシリンダブロック１などの内燃機関本体に揺動可能に支持されたコントロールリンク１１と、を備えており、上記コントロールリンク１１の揺動支持位置が制御軸１２の偏心カム部１３によって可変制御される構成となっている。上記制御軸１２はクランクシャフト７と平行に配置され、かつシリンダブロック１に回転自在に支持されている。そして、この制御軸１２は、歯車機構１４を介して、電動モータからなる可変圧縮比アクチュエータ１５によって回転方向に駆動され、その回転位置が変更・保持される。可変圧縮比アクチュエータ１５は制御部としてのコントロールユニット５４により駆動制御される。   As shown in FIG. 1, the variable compression ratio mechanism 50 uses a multi-link piston-crank mechanism, and has an upper end connected to a piston 3 in a cylinder 2 of a cylinder block 1 via a piston pin 4. The link 5 is connected to the other end of the upper link 5 via a connecting pin 6 and is rotatably connected to the crankpin 8 of the crankshaft 7, and the crankpin 8 of the lower link 9. A control link having one end connected to the lower link 9 via a connecting pin 10 and the other end swingably supported by an internal combustion engine body such as the cylinder block 1 in order to limit the degree of freedom of rotation around it. 11, and the swing support position of the control link 11 is variably controlled by the eccentric cam portion 13 of the control shaft 12.The control shaft 12 is disposed in parallel with the crankshaft 7 and is rotatably supported by the cylinder block 1. The control shaft 12 is driven in the rotational direction by a variable compression ratio actuator 15 made of an electric motor via a gear mechanism 14, and its rotational position is changed and held. The variable compression ratio actuator 15 is driven and controlled by a control unit 54 as a control unit.

上記構成の可変圧縮比機構５０では、上記制御軸１２の回転位置つまり偏心カム部１３の位置によってコントロールリンク１１下端の揺動支持位置が変化し、ロアリンク９の初期の姿勢が変わるため、これに伴ってピストン３の上死点位置、ひいては機関圧縮比が変化する。上記可変圧縮比アクチュエータ１５の実作動位置として、制御軸１２の回転位置が可変圧縮比用制御軸センサ１６により検出され、コントロールユニット５４に送られる。   In the variable compression ratio mechanism 50 configured as described above, the swing support position at the lower end of the control link 11 changes depending on the rotational position of the control shaft 12, that is, the position of the eccentric cam portion 13, and the initial posture of the lower link 9 changes. Along with this, the top dead center position of the piston 3, and hence the engine compression ratio, changes. As the actual operating position of the variable compression ratio actuator 15, the rotational position of the control shaft 12 is detected by the control shaft sensor 16 for variable compression ratio and sent to the control unit 54.

図２は、吸気弁５３のバルブリフト特性を変更可能な２つの可変動弁機構５１，５２として、吸気弁５３のバルブリフト量と作動角（開閉期間）の双方を連続的に拡大・縮小させることが可能な第１可変動弁機構５１と、吸気弁の作動角の中心角（クランク角に対するリフトカーブ全体の位相）を連続的に遅進させることが可能な第２可変動弁機構５２と、を示している。   FIG. 2 shows two variable valve mechanisms 51 and 52 that can change the valve lift characteristics of the intake valve 53. Both the valve lift amount and the operating angle (open / close period) of the intake valve 53 are continuously expanded and reduced. A first variable valve mechanism 51 capable of operating, and a second variable valve mechanism 52 capable of continuously delaying the central angle of the intake valve operating angle (the phase of the entire lift curve with respect to the crank angle), , Shows.

リフト・作動角を変更可能な第１可変動弁機構５１は、内燃機関のクランクシャフトにより駆動される駆動軸２２と、この駆動軸２２に固定された偏心カム２３と、シリンダヘッドに回転自在に支持された制御軸３２と、この制御軸３２に偏心して設けられた偏心カム部３８と、この偏心カム部３８に揺動自在に支持されたロッカアーム２６と、吸気弁５３のバルブリフタ（又はタペット）３０に当接する揺動カム２９と、を備えている。上記偏心カム２３とロッカアーム２６とはリンクアーム２４によって連係され、ロッカアーム２６と揺動カム２９とは、リンク部材２８によって連係されている。   The first variable valve mechanism 51 capable of changing the lift and operating angle includes a drive shaft 22 driven by a crankshaft of an internal combustion engine, an eccentric cam 23 fixed to the drive shaft 22, and a cylinder head. The supported control shaft 32, the eccentric cam portion 38 provided eccentric to the control shaft 32, the rocker arm 26 swingably supported by the eccentric cam portion 38, and the valve lifter (or tappet) of the intake valve 53 And a rocking cam 29 that abuts on 30. The eccentric cam 23 and the rocker arm 26 are linked by a link arm 24, and the rocker arm 26 and the swing cam 29 are linked by a link member 28.

上記ロッカアーム２６は、略中央部が上記偏心カム部３８によって揺動可能に支持されており、その一端部に、連結ピン２５を介して上記リンクアーム２４のアーム部が連結しているとともに、他端部に、連結ピン２７を介して上記リンク部材２８の上端部が連結している。上記偏心カム部３８は、制御軸３２の軸心から偏心しており、従って、制御軸３２の角度位置に応じてロッカアーム２６の揺動中心は変化する。   The rocker arm 26 is pivotally supported by the eccentric cam portion 38 at the substantially central portion, and the arm portion of the link arm 24 is connected to one end thereof via a connecting pin 25. The upper end portion of the link member 28 is connected to the end portion via a connecting pin 27. The eccentric cam portion 38 is eccentric from the axis of the control shaft 32, and accordingly, the rocking center of the rocker arm 26 changes according to the angular position of the control shaft 32.

上記揺動カム２９は、駆動軸２２の外周に嵌合して回転自在に支持されており、側方へ延びた端部に、連結ピン３７を介して上記リンク部材２８の下端部が連結している。この揺動カム２９の下面には、駆動軸２２と同心状の円弧をなす基円面と、該基円面から所定の曲線を描いて延びるカム面と、が連続して形成されており、これらの基円面ならびにカム面が、揺動カム２９の揺動位置に応じてバルブリフタ３０の上面に当接する。   The swing cam 29 is rotatably supported by being fitted to the outer periphery of the drive shaft 22, and a lower end portion of the link member 28 is connected to an end portion extending laterally via a connecting pin 37. ing. On the lower surface of the swing cam 29, a base circle surface concentric with the drive shaft 22 and a cam surface extending in a predetermined curve from the base circle surface are continuously formed. These base circle surface and cam surface abut on the upper surface of the valve lifter 30 according to the swing position of the swing cam 29.

上記制御軸３２は、一端部に設けられた第１可変動弁アクチュエータ３３によって所定角度範囲内で回転するように構成されている。この第１可変動弁アクチュエータ３３は、例えばウォームギア３５を介して制御軸３２を駆動する電動モータからなり、コントロールユニット５４からの制御信号によって駆動制御される。第１可変動弁アクチュエータ３３の実作動位置として、制御軸３２の回転角度が可変動弁用制御軸センサ３４によって検出される。   The control shaft 32 is configured to rotate within a predetermined angle range by a first variable valve actuator 33 provided at one end. The first variable valve actuator 33 is composed of, for example, an electric motor that drives the control shaft 32 via the worm gear 35, and is driven and controlled by a control signal from the control unit 54. As the actual operating position of the first variable valve actuator 33, the rotation angle of the control shaft 32 is detected by the variable valve control shaft sensor 34.

この第１可変動弁機構５１によれば、上記制御軸３２の回転角度位置に応じて吸気弁５３のリフトならびに作動角が、両者同時に、連続的に拡大，縮小し、このリフト・作動角の大小変化に伴い、吸気弁５３の開時期と閉時期とがほぼ対称に変化する。リフト・作動角の大きさは、制御軸３２の回転角度によって一義的に定まるので、上記制御軸センサ３４の検出値により、そのときの実際のリフト・作動角が示されることになる。   According to the first variable valve mechanism 51, the lift and operating angle of the intake valve 53 are continuously expanded and reduced simultaneously in accordance with the rotational angle position of the control shaft 32. With the change in size, the opening timing and closing timing of the intake valve 53 change substantially symmetrically. Since the magnitude of the lift / operating angle is uniquely determined by the rotation angle of the control shaft 32, the actual lift / operating angle at that time is indicated by the detected value of the control shaft sensor 34.

一方、吸気中心角を変更可能な第２可変動弁機構５２は、上記駆動軸２２の前端部に設けられたスプロケット４２と、このスプロケット４２と上記駆動軸２２とを、所定の角度範囲内において相対的に回転させる第２可変動弁アクチュエータ４３と、から構成されている。上記スプロケット４２は、図示せぬタイミングチェーンもしくはタイミングベルトを介して、クランクシャフト７に連動している。上記第２可変動弁アクチュエータ４３は、本実施例では油圧式の回転型アクチュエータからなり、コントロールユニット５４からの制御信号によって図示せぬ油圧制御弁を介して駆動制御される。この第２可変動弁アクチュエータ４３の作用によって、スプロケット４２と駆動軸２２とが相対的に回転し、バルブリフトにおける吸気中心角が遅進する。つまり、リフト特性の曲線自体は変わらずに、全体が進角もしくは遅角する。また、この変化も、連続的に得ることができる。第２可変動弁アクチュエータ４３の実作動位置として、駆動軸２２の回転位置が駆動軸センサ３６によって検出される。   On the other hand, the second variable valve mechanism 52 capable of changing the intake center angle includes a sprocket 42 provided at the front end of the drive shaft 22, and the sprocket 42 and the drive shaft 22 within a predetermined angle range. And a second variable valve actuator 43 that rotates relatively. The sprocket 42 is linked to the crankshaft 7 via a timing chain or timing belt (not shown). The second variable valve actuator 43 is a hydraulic rotary actuator in this embodiment, and is driven and controlled via a hydraulic control valve (not shown) by a control signal from the control unit 54. Due to the action of the second variable valve actuator 43, the sprocket 42 and the drive shaft 22 rotate relatively, and the intake center angle in the valve lift is retarded. That is, the lift characteristic curve itself does not change, and the whole advances or retards. This change can also be obtained continuously. As the actual operating position of the second variable valve actuator 43, the rotational position of the drive shaft 22 is detected by the drive shaft sensor 36.

コントロールユニット５４には、機関運転状態として、機関回転数（機関回転速度）の他、上記のセンサ１６，３４，３６により検出される各アクチュエータ１５，３３，４３の実作動位置などが入力されている。また、アクセルペダル開度は要求トルク（機関負荷）に変換されて、コントロールユニット５４に指令値として送られる。コントロールユニット５４は、これらの信号に基づいて、燃料噴射制御や点火時期制御などを行う他、例えば図３〜図５に示す制御マップを参照して、上述した各可変機構５０，５１，５２による機関圧縮比，吸気作動角及び吸気中心角の目標値を設定し、この目標値に対応する指令信号を各アクチュエータ１５，３３，４３へ送信し、各アクチュエータ１５，３３，４３を目標値へ向けて駆動制御する。   In addition to the engine speed (engine speed), the control unit 54 receives the actual operating positions of the actuators 15, 33, 43 detected by the sensors 16, 34, 36 as well as the engine speed (engine speed). Yes. Further, the accelerator pedal opening is converted into required torque (engine load) and sent to the control unit 54 as a command value. Based on these signals, the control unit 54 performs fuel injection control, ignition timing control, and the like, and, for example, by referring to the control maps shown in FIGS. Target values for the engine compression ratio, the intake operating angle, and the intake central angle are set, command signals corresponding to the target values are transmitted to the actuators 15, 33, 43, and the actuators 15, 33, 43 are directed to the target values. Drive control.

図３〜図５に示すように、各可変機構５０，５１，５２による機関圧縮比，吸気作動角及び吸気中心角の目標値は、燃費が最良となるように、機関負荷及び機関回転数に基づいて設定される。具体的には、低回転・低負荷側では、機関圧縮比を高圧縮比側の設定とすることで有効圧縮比を高めつつ、吸気作動角を小作動角側，吸気中心角を進角側の設定とし、吸気弁早閉じによるミラーサイクル化により燃費向上や排気損失の低減等を図る。機関回転数や機関負荷が高くなると、これに伴い、機関圧縮比を低くしてノッキングの発生を抑制・回避しつつ、吸気作動角を大きくし、かつ、吸気中心角を進角していくことで、吸気充填効率を向上させる。   As shown in FIGS. 3 to 5, the target values of the engine compression ratio, the intake operation angle, and the intake center angle by the variable mechanisms 50, 51, 52 are determined according to the engine load and the engine speed so that the fuel consumption is optimal. Set based on. Specifically, on the low rotation / low load side, setting the engine compression ratio to the high compression ratio side increases the effective compression ratio, while reducing the intake operating angle to the small operating angle side and the intake center angle to the advanced angle side. In order to improve fuel efficiency and reduce exhaust loss by adopting a mirror cycle by quickly closing the intake valve. As the engine speed and engine load increase, the engine compression ratio is lowered to suppress and avoid knocking, while increasing the intake operating angle and advancing the intake center angle. In order to improve the intake charge efficiency.

このような図３〜図５に示す制御マップにより定められる可変機構の３つの目標値は、機関負荷と機関回転数により定まる各運転点において、ピストン３と吸気弁５３とが干渉することのないように、つまりピストンと吸気弁との距離すなわちピストン−バルブ間距離が所定のマージン以下とならないように、予め設定されている。しかしながら、機関加速時や機関減速時のように、機関負荷や機関回転数の変化に伴って機関圧縮比，吸気作動角及び吸気中心角の目標値が変化する過渡期には、各可変機構のアクチュエータのピストン−バルブ間距離に関する応答速度（各アクチュエータの作動によるピストン−バルブ間距離の変化速度）の相違に起因して、過渡的にピストン３と吸気弁５３とが過度に接近するおそれがある。   The three target values of the variable mechanism determined by the control maps shown in FIGS. 3 to 5 do not cause interference between the piston 3 and the intake valve 53 at each operating point determined by the engine load and the engine speed. In other words, the distance between the piston and the intake valve, that is, the distance between the piston and the valve is set in advance so as not to be less than a predetermined margin. However, during the transition period when the engine compression ratio, intake operating angle, and intake center angle target values change with changes in engine load and engine speed, such as during engine acceleration and engine deceleration, Due to the difference in response speed (change speed of piston-valve distance due to actuation of each actuator) of the actuator-piston-valve distance, there is a possibility that the piston 3 and the intake valve 53 may transiently approach too much. .

そこで本実施例では、このような過渡的なピストン３と吸気弁５３との干渉を回避するための干渉回避制御を行う。図６は、この干渉回避制御の流れを示すフローチャートである。本ルーチンは機関運転中に所定の演算間隔毎（例えば１０ｍｓ毎、あるいは所定クランク角毎）に繰り返し実行される。   Therefore, in this embodiment, interference avoidance control for avoiding such interference between the transient piston 3 and the intake valve 53 is performed. FIG. 6 is a flowchart showing the flow of this interference avoidance control. This routine is repeatedly executed at predetermined calculation intervals (for example, every 10 ms or every predetermined crank angle) during engine operation.

ステップＳ１１では、上記の各センサ１６，３４，３６により検出される各可変機構５０，５１，５２のアクチュエータ１５，３３，４３の実作動位置が読み込まれる。これら実作動位置は、その演算時期（クランク角）と関連づけてコントロールユニット５４内のメモリに逐次記憶される。   In step S11, the actual operating positions of the actuators 15, 33, 43 of the variable mechanisms 50, 51, 52 detected by the sensors 16, 34, 36 are read. These actual operation positions are sequentially stored in the memory in the control unit 54 in association with the calculation timing (crank angle).

そして、ステップＳ１２では、各アクチュエータ１５，３３，４３の実作動位置の他、その実作動位置の作動速度及び作動方向を考慮して、ピストン−バルブ間距離が最も短くなる排気上死点近傍での最小のピストン−バルブ間距離ΔＰＢを予測する。このピストン−バルブ間距離ΔＰＢの具体的な予測手法については、後述する。続くステップＳ１３では、排気上死点近傍での最小のピストン−バルブ間距離ΔＰＢが予め設定された所定のしきい値（マージン）ΔＰＢｓより小さいかを判定する。ピストン−バルブ間距離ΔＰＢがしきい値ΔＰＢｓ以上であれば、ピストン３と吸気弁５３とが干渉するおそれがないと判断し、アクチュエータの作動を制限することなく、又はアクチュエータの作動が既に制限されている場合には制限を解除して、本ルーチンを終了する。一方、ピストン−バルブ間距離ΔＰＢがしきい値ΔＰＢｓよりも小さければ、ピストン３と吸気弁５３とが接近し過ぎていると判断し、ステップＳ１４へ進む。   In step S12, in addition to the actual operation position of each actuator 15, 33, 43, the operation speed and operation direction of the actual operation position are taken into consideration, and the piston-valve distance is shortest near the exhaust top dead center. Predict the minimum piston-valve distance ΔPB. A specific method for predicting the piston-valve distance ΔPB will be described later. In the subsequent step S13, it is determined whether the minimum piston-valve distance ΔPB in the vicinity of the exhaust top dead center is smaller than a predetermined threshold value (margin) ΔPBs set in advance. If the piston-valve distance ΔPB is equal to or greater than the threshold value ΔPBs, it is determined that there is no possibility of interference between the piston 3 and the intake valve 53, and the operation of the actuator is already limited without limiting the operation of the actuator. If so, the restriction is released and this routine is terminated. On the other hand, if the piston-valve distance ΔPB is smaller than the threshold value ΔPBs, it is determined that the piston 3 and the intake valve 53 are too close, and the process proceeds to step S14.

ステップＳ１４では、ピストン−バルブ間距離ΔＰＢを拡大するために、所定のアクチュエータの作動を制限する。つまり、作動方向がピストン−バルブ間距離を縮小させる方向であるアクチュエータの少なくとも一つの作動を停止し、作動速度を抑制し、あるいは作動方向を反転させる（ピストン−バルブ間距離を拡大させる方向に駆動する）。例えば、アクチュエータの作動方向がピストン−バルブ間距離の小さくなる方向のアクチュエータのうち、ピストン−バルブ間距離に関する応答速度（各アクチュエータの作動によるピストン−バルブ間距離の変化速度）が最も速いアクチュエータの作動を制限する。   In step S14, the operation of a predetermined actuator is limited in order to increase the piston-valve distance ΔPB. In other words, stop the operation of at least one of the actuators whose operating direction is the direction that reduces the distance between the piston and the valve, suppress the operating speed, or reverse the operating direction (drive in the direction that increases the distance between the piston and the valve) To do). For example, among the actuators whose actuator operating direction is the direction in which the piston-valve distance decreases, the actuator that has the fastest response speed (change speed of piston-valve distance due to each actuator operation) related to the piston-valve distance. Limit.

図７及び図８を参照して、符号Ｌ１は等空気量ラインを表しており、高回転・高負荷側ほど吸入空気量が大きくなる。符号Ｌ２は機関圧縮比毎のピストンと吸気弁のピストン−バルブ干渉ラインを示している。   Referring to FIGS. 7 and 8, symbol L1 represents an equal air amount line, and the intake air amount increases as the speed increases and the load increases. Reference numeral L2 indicates the piston-valve interference line of the piston and the intake valve for each engine compression ratio.

図７に示すように、運転者によるアクセル操作により低回転・低負荷側の運転点Ｐ１から高回転・高負荷側の運転点Ｐ２へと移行する急加速時には、吸気作動角の目標値が増加し、吸気中心角の目標値が遅角し、機関圧縮比の目標値が低下する。ここで、吸気中心角の遅角と機関圧縮比の低下はピストン−バルブ間距離ΔＰＢが大きくなる方向である一方、吸気作動角の増加はピストン−バルブ間距離ΔＰＢが小さくなる方向である。従って、このような加速時には、第１可変動弁アクチュエータ３３による吸気作動角の増加を制限する。これによって、図７の特性Ｌ２に示すように、アクチュエータの動作を制限しない場合（Ｌ１）に比して、吸気作動角の増加が抑制され、吸気作動角が遅れて立ち上がる形となり、最終的な目標値を何ら制限することなく、過渡的なピストンと吸気弁との干渉を確実に回避することができる。   As shown in FIG. 7, the target value of the intake operating angle increases at the time of sudden acceleration that shifts from the low rotation / low load side operation point P1 to the high rotation / high load side operation point P2 by the accelerator operation by the driver. However, the target value of the intake air center angle is retarded, and the target value of the engine compression ratio is lowered. Here, the retard of the intake center angle and the decrease in the engine compression ratio are in the direction in which the piston-valve distance ΔPB is increased, while the increase in the intake operation angle is in the direction in which the piston-valve distance ΔPB is decreased. Therefore, at the time of such acceleration, an increase in the intake operation angle by the first variable valve actuator 33 is limited. As a result, as shown by the characteristic L2 in FIG. 7, an increase in the intake operating angle is suppressed and the intake operating angle rises later than in the case where the operation of the actuator is not limited (L1). Interference between the transient piston and the intake valve can be surely avoided without limiting the target value.

一方、図８に示すように、高回転・高負荷側の運転点Ｐ３から低回転・低負荷側の運転点Ｐ４への減速時には、上記加速時とは逆に、吸気作動角の目標値が低下し、吸気中心角の目標値が進角し、機関圧縮比の目標値が上昇する。吸気中心角の進角と機関圧縮比の上昇はピストン−バルブ間距離ΔＰＢが小さくなる方向であり、吸気作動角の低下はピストン−バルブ間距離ΔＰＢが大きくなる方向である。従って、このような減速時には、アクチュエータの作動方向がピストン−バルブ間距離の小さくなる方向のアクチュエータ１５，４３のうち、最も応答速度の速いアクチュエータ、例えば本実施例では第２可変動弁アクチュエータ４３の作動を制限する。あるいは、アクチュエータの作動方向がピストン−バルブ間距離の小さくなる方向のアクチュエータ１５，４３の両方の作動を制限するようにしても良い。   On the other hand, as shown in FIG. 8, when decelerating from the operating point P3 on the high speed / high load side to the operating point P4 on the low speed / low load side, the target value of the intake operating angle is contrary to the above acceleration. The target value of the intake air center angle is advanced, and the target value of the engine compression ratio is increased. The advance of the intake center angle and the increase in the engine compression ratio are directions in which the piston-valve distance ΔPB decreases, and the decrease in the intake operation angle is a direction in which the piston-valve distance ΔPB increases. Therefore, at the time of such deceleration, the actuator with the fastest response speed, for example, the second variable valve actuator 43 in this embodiment, of the actuators 15 and 43 whose operating direction of the actuator is the direction in which the distance between the piston and the valve becomes smaller. Limit operation. Or you may make it restrict | limit the action | operation of both the actuators 15 and 43 of the direction where the operation direction of an actuator becomes small in the distance between piston-valves.

上述したアクチュエータの作動制限は、最終的な目標値を制限するものではなく、あくまで、目標値へ向けて駆動・制御されるアクチュエータの作動を一時的に制限するものである。例えば本実施例では、演算間隔毎に、排気上死点近傍でのピストン−バルブ間距離ΔＰＢを予測し、このΔＰＢがしきい値ΔＰＢｓよりも小さいかを判定し、小さい場合に所定のアクチュエータの作動を制限し、ΔＰＢがしきい値ΔＰＢｓ以上であれば作動の制限が解除され、全てのアクチュエータが制限を受けることなく目標値へ向けて駆動・制御されることとなる。従って、目標値を何ら制限することなく、その制御範囲を幅広く確保した上で、加速時や減速時における過渡的なピストンと吸気弁との干渉を確実に回避することができる。   The operation limit of the actuator described above does not limit the final target value, but temporarily limits the operation of the actuator that is driven / controlled toward the target value. For example, in this embodiment, the piston-valve distance ΔPB in the vicinity of the exhaust top dead center is predicted at every calculation interval, and it is determined whether this ΔPB is smaller than the threshold value ΔPBs. If the operation is limited and ΔPB is equal to or greater than the threshold value ΔPBs, the operation limitation is released, and all actuators are driven and controlled toward the target value without being limited. Therefore, without restricting the target value at all, while ensuring a wide control range, it is possible to reliably avoid a transient interference between the piston and the intake valve during acceleration or deceleration.

次に、上記ステップＳ１３での最小のピストン−バルブ間距離ΔＰＢの具体的な予測手法について説明する。
＜１＞演算時期から排気上死点までの時間の演算
・点火時期，燃料噴射時期等の基準となる信号としては、図９に示すように、Ｒｅｆ信号，Ｐｈａｓｅ信号，クランク角信号の３つがある。各信号はそれぞれセンサにより検出され、Ｒｅｆ信号及びクランク角信号によりクランクシャフトのクランク角が検出され、Ｐｈａｓｅ信号により駆動軸２２（可変動弁機構のない内燃機関の場合にはカムシャフト）の回転位置が検出される。
・機関始動時に所定の演算を行うことにより、コントロールユニット５４はクランク角信号に対する各気筒の圧縮上死点の情報を記憶している。
・４気筒エンジンの点火順序は、１→３→４→２であるので、圧縮上死点を迎えた気筒の２つ後の点火順の気筒が排気上死点となる。
・一例として、
１番気筒が圧縮上死点を迎えた後の演算時期で、次に排気上死点を迎えるまでの時間を求める場合、
次に排気上死点を迎える気筒を＃３Ｃｙｌ
機関回転数をｎ［ｒｐｍ］
演算時期（クランク角）をθｃａｎ［ｄｅｇＣＡ］
＃３Ｃｙｌの排気上死点時期（クランク角）をθ３ｔｄｃｆ［ｄｅｇＣＡ］
とすると、演算時期から排気上死点までの時間ｔ［ｓ］は、
ｔ［ｓ］＝［＜θ３ｔｄｃｆ＞−＜θｃａｎ＞］×６０／ｎ／３６０
となる。
＜２＞ピストン−バルブ間距離ΔＰＢの算出方法
・各アクチュエータについて、コントロールユニット５４内のメモリに記憶されている演算時期の直前の複数回の実作動位置のデータを用い、実作動位置及びその作動速度と作動方向とを考慮して、実アクチュエータの実作動位置の予測線を求める。例えば、各アクチュエータの実作動位置として、吸気中心角に対応する回転位置θｖｔｃ，吸気作動角に対応する回転位置θｖｅｌｃｓ，機関圧縮比に対応する回転位置θｖｃｒｃｓを、過去の所定の（例えば４回分の）演算時期（クランク角信号時期）の実作動位置のデータからラグランジュ補間により補間処理することにより、各アクチュエータの予測線を作成する。
・各アクチュエータについて、上記の予測線と時間ｔとを用いて、次の排気上死点における実作動位置θｖｔｃ，θｖｅｌｃｓ，θｖｃｒｃｓを求める。
・各アクチュエータについて、上記次の排気上死点における実作動位置θｖｔｃ，θｖｅｌｃｓ，θｖｃｒｃｓとクランク角とから、関数またはマップ（またはこれらの併用）で、排気上死点での吸気弁のリフトカーブとピストンの軌跡を求め、両者が最も接近するバルブ−ピストン間距離を求める。
・吸気弁とピストンとが最も接近するタイミングが排気上死点の前後にずれることを考慮して、排気上死点近傍の所定のクランク角範囲、例えば排気上死点±９０ｄｅｇの範囲で、クランク角信号（２°ＣＡ）毎に、上記排気上死点の場合と同様にしてピストン−バルブ間距離を算出する。そして、これら所定のクランク角範囲にわたって算出した複数のピストン−バルブ間距離の最小値を最小のピストン−バルブ間距離ΔＰＢとして求める。 Next, a specific prediction method for the minimum piston-valve distance ΔPB in step S13 will be described.
<1> Calculation of the time from the calculation timing to the exhaust top dead center. As a reference signal for the ignition timing, fuel injection timing, etc., as shown in FIG. 9, there are three signals: a Ref signal, a Phase signal, and a crank angle signal. is there. Each signal is detected by a sensor, the crank angle of the crankshaft is detected by the Ref signal and the crank angle signal, and the rotational position of the drive shaft 22 (cam shaft in the case of an internal combustion engine without a variable valve mechanism) is detected by the Phase signal. Is detected.
By performing a predetermined calculation at the time of engine start, the control unit 54 stores information on the compression top dead center of each cylinder with respect to the crank angle signal.
Since the ignition order of the 4-cylinder engine is 1 → 3 → 4 → 2, the cylinder in the ignition order after the cylinder that has reached the compression top dead center becomes the exhaust top dead center.
·As an example,
When calculating the time until the next exhaust top dead center at the calculation time after the first cylinder reaches compression top dead center,
Next, the cylinder that reaches exhaust top dead center is # 3Cyl
Engine speed is n [rpm]
The calculation time (crank angle) is θcan [degCA].
The exhaust top dead center timing (crank angle) of # 3Cyl is set to θ3tdcf [degCA].
Then, the time t [s] from the calculation time to the exhaust top dead center is
t [s] = [<θ3tdcf> − <θcan>] × 60 / n / 360
It becomes.
<2> Piston-Valve Distance ΔPB Calculation Method • For each actuator, the actual operating position and its operation using the data of a plurality of actual operating positions immediately before the calculation time stored in the memory in the control unit 54 A prediction line for the actual operation position of the actual actuator is obtained in consideration of the speed and the operation direction. For example, as the actual operation position of each actuator, a rotation position θvtc corresponding to the intake center angle, a rotation position θvelcs corresponding to the intake operation angle, and a rotation position θvcrcs corresponding to the engine compression ratio are determined in the past (for example, four times). ) The prediction line of each actuator is created by performing interpolation processing by Lagrange interpolation from the data of the actual operation position at the calculation timing (crank angle signal timing).
For each actuator, the actual operating positions θvtc, θvelcs, and θvcrcs at the next exhaust top dead center are obtained using the predicted line and time t.
For each actuator, from the actual operating position θvtc, θvelcs, θvcrcs at the next exhaust top dead center and the crank angle, a function or a map (or a combination thereof) is used to determine the lift curve of the intake valve at the exhaust top dead center. The trajectory of the piston is obtained, and the distance between the valve and the piston that is closest to each other is obtained.
Considering that the timing at which the intake valve and the piston are closest to each other is shifted before and after the exhaust top dead center, the crank angle is within a predetermined crank angle range near the exhaust top dead center, for example, exhaust top dead center ± 90 deg. For each angular signal (2 ° CA), the piston-valve distance is calculated in the same manner as in the exhaust top dead center. Then, the minimum value of the plurality of piston-valve distances calculated over the predetermined crank angle range is obtained as the minimum piston-valve distance ΔPB.

なお、ピストン−バルブ間距離ΔＰＢの予測手法としてはこれに限られるものではない。また、各可変機構の構造などから、ピストンと吸気弁とが最も接近する可能性のあるクランク角範囲がより狭い範囲に限られる場合、この狭い範囲でのピストン−バルブ間距離の最小値を求めればよい。   Note that the method of predicting the piston-valve distance ΔPB is not limited to this. Also, due to the structure of each variable mechanism, etc., if the crank angle range where the piston and intake valve are most likely to approach is limited to a narrower range, the minimum value of the piston-valve distance within this narrow range can be obtained. That's fine.

このように、最小のピストン−バルブ間距離ΔＰＢの予測に際しては、演算時期における各アクチュエータの実作動位置だけでなく、コントロールユニット５４に記憶されている直前の実作動位置を利用し、その作動速度（変化速度）や作動方向をも考慮して、排気上死点近傍での実作動位置を推定しているために、最小のピストン−バルブ間距離ΔＰＢを精度良く予測することができる。   As described above, when the minimum piston-valve distance ΔPB is predicted, not only the actual operation position of each actuator at the calculation time but also the immediately preceding actual operation position stored in the control unit 54 is used to determine the operation speed. Since the actual operating position in the vicinity of the exhaust top dead center is estimated in consideration of (change speed) and the operating direction, the minimum piston-valve distance ΔPB can be accurately predicted.

上記実施例では、図６に示す干渉回避制御ルーチンを機関運転中には常に実行するようにしているが、ピストンと吸気弁とが干渉するおそれのある機関運転状態、つまり機関加速時や機関減速時等の過渡状態であるかを機関回転速度や機関負荷の変化から判定し、このような過渡状態の場合にのみ干渉回避制御ルーチンを行うようにしても良い。   In the above embodiment, the interference avoidance control routine shown in FIG. 6 is always executed during engine operation. However, the engine operation state in which the piston and the intake valve may interfere with each other, that is, during engine acceleration or engine deceleration. It may be determined whether the engine is in a transient state such as a time from changes in the engine speed or the engine load, and the interference avoidance control routine may be executed only in such a transient state.

また、機関運転状態に応じて、図６に示す干渉回避制御ルーチンを実行する演算間隔（時間刻み）を変更するようにしても良い。例えば図１０に示す制御マップを参照し、機関回転速度の変化率と機関トルク（負荷）の変化率とから演算間隔を求めるようにしても良い。同図に示すように、急加速時や急減速時など、回転速度の変化率が大きい場合やトルクの変化率が大きい場合には、演算間隔を小さくすることで、より細かい演算間隔でピストン−バルブ間距離ΔＰＢを演算し、ピストン−バルブ間距離ΔＰＢの予測精度を向上させることがでる。   Further, the calculation interval (time increment) for executing the interference avoidance control routine shown in FIG. 6 may be changed according to the engine operating state. For example, referring to the control map shown in FIG. 10, the calculation interval may be obtained from the rate of change of the engine speed and the rate of change of the engine torque (load). As shown in the figure, when the rate of change in rotational speed is large or the rate of change in torque is large, such as during sudden acceleration or sudden deceleration, the piston interval can be reduced at a finer computation interval by reducing the computation interval. It is possible to improve the prediction accuracy of the piston-valve distance ΔPB by calculating the valve-to-valve distance ΔPB.

上記実施例の変更例として、図６のステップＳ１４では、ピストン−バルブ間距離ΔＰＢの大きさに応じて、アクチュエータの作動の制限度合いを変更し、つまりピストン−バルブ間距離ΔＰＢが大きくなる（しきい値ΔＰＢｓに近づく）ほど制限度合いが小さくなるように、制限するアクチュエータの数を減らしたり、アクチュエータの作動速度の低下幅を小さくするようにしても良い。この場合、ピストンと吸気弁との過度な接近を抑制しつつ、アクチュエータの制限の度合いをより適切なものとし、運転性への跳ね返りを抑制することができる。   As a modification of the above-described embodiment, in step S14 of FIG. 6, the degree of restriction of the actuator operation is changed according to the magnitude of the piston-valve distance ΔPB, that is, the piston-valve distance ΔPB is increased. You may make it reduce the number of actuators to restrict | limit or make the fall width of the operating speed of an actuator small so that a restriction | limiting degree may become so small that it approaches threshold value (DELTA) PBs. In this case, while restricting the excessive approach between the piston and the intake valve, it is possible to make the degree of restriction of the actuator more appropriate and suppress the rebound to drivability.

上記実施例ではピストン上死点位置又はバルブリフト特性を可変とする可変機構として３つの可変機構５０〜５２を用いているが、２つ以上の可変機構を有する内燃機関にも同様に本発明を適用することができる。また、排気弁側に可変動弁機構を適用した内燃機関にも、上記実施例と同様に本発明を適用することができる。更に、可変動弁機構として、上記実施例ではリフト・作動角を可変とする第１可変動弁機構とその中心角を可変とする第２可変動弁機構とを別々に設けているが、リフト・作動角とその中心角の双方が連続的に変化する可変動弁機構のみを用いるようにしても良い。また、各アクチュエータの実作動位置の検出手法としては、上記のセンサ１６，３４，３６を用いたものに限らず、例えばセンサを用いることなく吸入空気量の変化などから推定しても良い。   In the above embodiment, the three variable mechanisms 50 to 52 are used as variable mechanisms for changing the piston top dead center position or the valve lift characteristics. However, the present invention is similarly applied to an internal combustion engine having two or more variable mechanisms. Can be applied. The present invention can also be applied to an internal combustion engine in which a variable valve mechanism is applied to the exhaust valve side, as in the above embodiment. Further, as the variable valve mechanism, in the above embodiment, the first variable valve mechanism that makes the lift / operation angle variable and the second variable valve mechanism that makes the center angle variable are separately provided. -You may make it use only the variable valve mechanism in which both an operating angle and its center angle change continuously. The method for detecting the actual operating position of each actuator is not limited to the one using the above-described sensors 16, 34, 36, and may be estimated from the change in the intake air amount without using the sensor, for example.

３…ピストン
１６…可変圧縮比用制御軸センサ（実作動位置検出手段）
３４…可変動弁用制御軸センサ（実作動位置検出手段）
３６…駆動軸センサ（実作動位置検出手段）
５０…可変圧縮比機構
５１…第１可変動弁機構
５２…第２可変動弁機構
５３…吸気弁
５４…コントロールユニット 3 ... Piston 16 ... Control shaft sensor for variable compression ratio (actual operating position detecting means)
34. Control shaft sensor for variable valve actuation (actual operating position detecting means)
36 ... Drive shaft sensor (actual operating position detecting means)
50 ... Variable compression ratio mechanism 51 ... First variable valve mechanism 52 ... Second variable valve mechanism 53 ... Intake valve 54 ... Control unit

Claims (4)

吸気又は排気の弁のバルブリフト特性を変化させる可変動弁機構と、内燃機関のピストン上死点位置を変化させる可変圧縮比機構と、上記可変動弁機構を駆動する可変動弁機構アクチュエータと、上記可変圧縮比機構を駆動する可変圧縮比機構アクチュエータと、を備え、機関運転状態に応じて設定された目標値へ向けて各アクチュエータが駆動制御される内燃機関の制御装置において、
上記弁のバルブリフト特性に対応する上記可変動弁機構アクチュエータの実作動位置と、ピストン上死点位置に対応する上記可変圧縮比機構アクチュエータの実作動位置と、を検出又は推定する実作動位置検出手段と、
上記可変動弁機構アクチュエータの実作動位置及びその作動速度及び作動方向と、上記可変圧縮比機構アクチュエータの実作動位置及びその作動速度及び作動方向と、に基づいて、排気上死点近傍における上記ピストンと弁との最小のピストン−バルブ間距離を予測する予測手段と、
上記ピストン−バルブ間距離が所定のしきい値より小さい場合、目標値へ向けて駆動制御されている上記可変動弁機構アクチュエータと上記可変圧縮比機構アクチュエータのうち、その作動方向がピストン−バルブ間距離を縮める方向であって、かつ、ピストン−バルブ間距離に関する応答速度の速いアクチュエータの作動を一時的に制限する制限手段と、
を有することを特徴とする内燃機関の制御装置。 A variable valve mechanism that changes the valve lift characteristics of the intake or exhaust valve, a variable compression ratio mechanism that changes the piston top dead center position of the internal combustion engine, a variable valve mechanism actuator that drives the variable valve mechanism, A control apparatus for an internal combustion engine, comprising: a variable compression ratio mechanism actuator for driving the variable compression ratio mechanism , wherein each actuator is driven and controlled toward a target value set according to an engine operating state;
The actual operating position of the variable valve mechanism actuator corresponding to valve lift characteristics of the valve, and the actual operating position of the variable compression ratio mechanism actuator corresponding to the piston top dead center position, a detected or estimated for the actual operating position detection Means,
The piston near the exhaust top dead center based on the actual operating position and operating speed and operating direction of the variable valve mechanism actuator, and the actual operating position and operating speed and operating direction of the variable compression ratio mechanism actuator. Predicting means for predicting the minimum piston-valve distance between the valve and the valve;
When the distance between the piston and the valve is smaller than a predetermined threshold value, the operating direction of the variable valve mechanism actuator and the variable compression ratio mechanism actuator that are driven and controlled toward the target value is between the piston and the valve. Limiting means for temporarily limiting the operation of the actuator that is in the direction of decreasing the distance and has a high response speed with respect to the distance between the piston and the valve ;
A control apparatus for an internal combustion engine, comprising: 上記予測手段による予測及び上記制限手段による制限が、所定の演算間隔毎に行われることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の制御装置。   2. The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the prediction by the prediction means and the restriction by the restriction means are performed at predetermined calculation intervals. 上記予測手段は、各アクチュエータの複数の演算時期における実作動位置を用いて、排気上死点を含む所定のクランク角範囲における最小のピストン−バルブ間距離を算出することを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の制御装置。   3. The prediction means calculates a minimum piston-valve distance in a predetermined crank angle range including an exhaust top dead center using actual operating positions at a plurality of calculation timings of each actuator. The control apparatus of the internal combustion engine described in 1. 吸気又は排気の弁のバルブリフト特性を変化させる可変動弁機構と、内燃機関のピストン上死点位置を変化させる可変圧縮比機構と、上記可変動弁機構を駆動する可変動弁機構アクチュエータと、上記可変圧縮比機構を駆動する可変圧縮比機構アクチュエータと、を備え、機関運転状態に応じて設定された目標値へ向けて各アクチュエータが駆動制御される内燃機関の制御方法において、
上記弁のバルブリフト特性に対応する上記可変動弁機構アクチュエータの実作動位置と、ピストン上死点位置に対応する上記可変圧縮比機構アクチュエータの実作動位置と、を所定の演算間隔毎に検出又は推定し、
複数の演算時期での上記可変動弁機構アクチュエータの実作動位置及びその作動速度及び作動方向と、上記可変圧縮比機構アクチュエータの実作動位置及びその作動速度及び作動方向と、を用いて、排気上死点近傍における上記ピストンと弁との最小のピストン−バルブ間距離を予測し、
上記ピストン−バルブ間距離が所定のしきい値より小さい場合、目標値へ向けて駆動制御されている上記可変動弁機構アクチュエータと上記可変圧縮比機構アクチュエータのうち、その作動方向がピストン−バルブ間距離を縮める方向であって、かつ、ピストン−バルブ間距離に関する応答速度の速いアクチュエータの作動を一時的に制限する、
ことを特徴とする内燃機関の制御方法。 A variable valve mechanism that changes the valve lift characteristics of the intake or exhaust valve, a variable compression ratio mechanism that changes the piston top dead center position of the internal combustion engine, a variable valve mechanism actuator that drives the variable valve mechanism, A variable compression ratio mechanism actuator for driving the variable compression ratio mechanism , and a control method for an internal combustion engine in which each actuator is driven and controlled toward a target value set according to an engine operating state.
The actual operating position of the variable valve mechanism actuator corresponding to the valve lift characteristic of the valve and the actual operating position of the variable compression ratio mechanism actuator corresponding to the piston top dead center position are detected at predetermined intervals. Estimate
Using the actual operating position and operating speed and operating direction of the variable valve mechanism actuator at a plurality of calculation timings, and the actual operating position and operating speed and operating direction of the variable compression ratio mechanism actuator, Predict the minimum piston-valve distance between the piston and valve near the dead center,
When the distance between the piston and the valve is smaller than a predetermined threshold value, the operating direction of the variable valve mechanism actuator and the variable compression ratio mechanism actuator that are driven and controlled toward the target value is between the piston and the valve. Temporarily restricting the operation of the actuator that is in the direction of decreasing the distance and has a fast response speed with respect to the distance between the piston and the valve ,
A control method of an internal combustion engine characterized by the above.

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