JP2004197613A

JP2004197613A - Recirculating gas amount estimating device for exhaust gas of internal combustion engine

Info

Publication number: JP2004197613A
Application number: JP2002365602A
Authority: JP
Inventors: Daisuke Kobayashi; 大介小林; Harufumi Muto; 晴文武藤
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-12-17
Filing date: 2002-12-17
Publication date: 2004-07-15
Anticipated expiration: 2022-12-17
Also published as: JP3807366B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To exactly determine the recirculating gas amount of exhaust gas to be sucked into a cylinder at the time of closing a valve. <P>SOLUTION: An intake valve pressure Pm_fwd in an intake valve closing timing Vi is estimated at an estimating timing E (i), and a closing valve timing cylinder intake gas flow rate mc_fwd is calculated based on the Pm_fwd (ii). A present time intake pipe pressure Pm_act at the estimating timing E is calculated (iii), a present time intake pipe inlet EGR gas flow rate megr_act is calculated based on the Pm_act (iv), and a closing valve timing cylinder inlet EGR gas flow rate supposed value megrsm is calculated based on the megr_act (v). When the time td necessary for the arrival is longer than a calculating closing valve time interval tfwd, a closing valve timing cylinder inlet EGR gas flow rate mc_egr_fwd is calculated based on a difference tf between the td and the tfwd of the calculated megrsm (v') (vii'), a closing valve cylinder inlet new gas flow rate mc_air_fwd is calculated by the mc_fwd and mc_egr_fwd. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は内燃機関の排気ガス再循環ガス量推定装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、スロットル弁下流の吸気管と排気管とを排気ガス再循環通路を介し互いに接続して排気ガス再循環ガスを筒内に供給するようにした内燃機関が知られている。
【０００３】
一方、スロットル弁下流の吸気管内の圧力である吸気管圧力であって、吸気弁閉弁時期における吸気管圧力である閉弁時吸気管圧力を予測し、吸気弁閉弁時期に筒内に到達して吸入される新気の量である閉弁時筒内吸入新気量をこの予測された閉弁時吸気管圧力に基づいて推定するようにした内燃機関が公知である（特許文献１参照）。この内燃機関では、スロットル弁下流の吸気管内に流入する排気ガス再循環ガスの影響を考慮して閉弁時吸気管圧力を予測し、閉弁時筒内吸入新気量を推定するようにしている。（特許文献１の第三実施形態参照）
【特許文献１】
特開２００２−１４７２７９号公報
【特許文献２】
特開２０００−２７６９２号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、閉弁時吸気管圧力を予測するということは或る時間だけ先の吸気管圧力を求めることであり、機関過渡運転時には閉弁時吸気管圧力を必ずしも正確に予測することができない。そうすると、予測された閉弁時吸気管圧力に基づく限り、閉弁時筒内吸入新気量も正確に推定できない恐れがあるということになる。
【０００５】
ここで、吸気弁閉弁時期に筒内に到達して吸入される排気ガス再循環ガスの量を閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量と称すると、予測された閉弁時吸気管圧力に基づいて閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を推定する場合にも同じことが言える。
【０００６】
即ち、閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量をできる限り、予測された閉弁時吸気管圧力に基づかないで推定するのが好ましいということになる。
【０００７】
そこで本発明の目的は、閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量をより正確に求めることができる内燃機関の排気ガス再循環ガス量推定装置を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
前記課題を解決するために１番目の発明によれば、スロットル弁下流の吸気管と排気管とを排気ガス再循環通路を介し互いに接続して排気ガス再循環ガスを筒内に供給するようにした内燃機関において、予め定められた計算時期において、スロットル弁下流の吸気管内の圧力である吸気管圧力であって、吸気弁閉弁時期における吸気管圧力である閉弁時吸気管圧力を予測すると共に、吸気弁閉弁時期に筒内に到達して吸入される排気ガス再循環ガスの量である閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を該予測された閉弁時吸気管圧力に基づいて推定する手段と、前記計算時期に排気ガス再循環通路から吸気管内に吸入された排気ガス再循環ガスが筒内に到達するのに要する時間である到達必要時間が、前記計算時期から吸気弁閉弁時期までの計算閉弁時間間隔よりも長いか否かを判断する手段と、を具備し、該到達必要時間が該計算閉弁時間間隔よりも長いときには、前記予測された閉弁時吸気管圧力に基づいて閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を推定するのを禁止するようにしている。
【０００９】
また、２番目の発明によれば１番目の発明において、現時点における吸気管圧力である現時点吸気管圧力を繰り返し求めると共に、現時点に排気ガス再循環通路から吸気管内に吸入された排気ガス再循環ガスが吸気弁閉弁時期に筒内に到達したと仮定したときの閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量である閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値を、該現時点吸気管圧力に基づいて繰り返し推定し記憶しておく手段と、を更に具備し、前記到達必要時間が前記計算閉弁時間間隔よりも長いときには、記憶されている閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値のうち、吸気弁閉弁時期から前記到達必要時間だけ遡った時点での現時点吸気管圧力に基づき推定された閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値に基づいて閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を推定するようにしている。
【００１０】
また、３番目の発明によれば１番目又は２番目の発明において、前記計算時期において該計算時期における吸気管圧力である計算時吸気管圧力を求める手段を更に具備し、前記到達必要時間が前記計算閉弁時間間隔よりも短いときには、前記予測された閉弁時吸気管圧力と該計算時吸気管圧力とに基づいて閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を推定するようにしている。
【００１１】
また、前記課題を解決するために４番目の発明によれば、スロットル弁下流の吸気管と排気管とを排気ガス再循環通路を介し互いに接続して排気ガス再循環ガスを筒内に供給するようにした内燃機関において、予め定められた計算時期において、スロットル弁下流の吸気管内の圧力である吸気管圧力であって、該計算時期における吸気管圧力である計算時吸気管圧力を求める手段と、吸気弁閉弁時期に筒内に到達して吸入される排気ガス再循環ガスの量である閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量であって、前記計算時期に排気ガス再循環通路から吸気管内に吸入された排気ガス再循環ガスが吸気弁閉弁時期に筒内に到達したと仮定したときの閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量である閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値を、該計算時吸気管圧力に基づいて推定する手段と、該閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値に基づいて閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を推定する手段と、前記計算時期に排気ガス再循環通路から吸気管内に吸入された排気ガス再循環ガスが筒内に到達するのに要する時間である到達必要時間が、前記計算時期から吸気弁閉弁時期までの計算閉弁時間間隔よりも長いか否かを判断する手段と、を具備し、該到達必要時間が該計算閉弁時間間隔よりも長いときには、前記閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値に基づいて閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を推定するのを禁止するようにしている。
【００１２】
【発明の実施の形態】
図１は本発明を火花点火式内燃機関に適用した場合を示している。しかしながら、本発明を圧縮着火式内燃機関に適用することもできる。
【００１３】
図１を参照すると、１は例えば四つの気筒を備えた機関本体、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は吸気弁、７は吸気ポート、８は排気弁、９は排気ポート、１０は点火栓、１１は燃料噴射弁をそれぞれ示す。吸気ポート７は対応する吸気枝管１２を介してサージタンク１３に連結され、サージタンク１３は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結される。吸気ダクト１４内にはステップモータ１６により駆動される電子制御式スロットル弁１７が配置される。なお、本明細書では、スロットル弁１７下流の吸気ダクト、サージタンク１３、吸気枝管１２、及び吸気ポート７を吸気管と称する場合がある。
【００１４】
一方、排気ポート１１は排気マニホルド１８及び排気管１９を介して触媒コンバータ２０に連結され、この触媒コンバータ２０は図示しないマフラを介して大気に連通される。
【００１５】
排気マニホルド１８と各吸気枝管１２とは排気ガス再循環（以下、ＥＧＲと称す）供給管２１を介して互いに連結され、ＥＧＲ供給管２１内には電気制御式ＥＧＲ制御弁２２が配置される。図１に示される内燃機関では図２に示されるように、ＥＧＲ制御弁２２下流のＥＧＲ供給管２１がＥＧＲ枝管２３に分岐され、各ＥＧＲ枝管２３がそれぞれ対応する吸気枝管１２に接続されている。また、各ＥＧＲ枝管２３の出口端部には各気筒に供給されるＥＧＲガスの量にばらつきが生ずるのを抑制するために、絞り２４が設けられている。なお、ＥＧＲ制御弁２２はステップモータを備えており、このステップモータのステップ数ＳＴＰが大きくなるとＥＧＲ制御弁２２の開度が大きくなる。即ち、ステップ数ＳＴＰはＥＧＲ制御弁２２の開度を表している。
【００１６】
また、吸気弁６を駆動するための駆動装置２５は吸気弁６の開閉弁動作、即ち例えば開閉弁時期を変更可能であり、従って吸気弁６と排気弁８とが同時に開弁しているオーバラップ期間が変更可能になっている。本発明による実施例では、吸気弁６の開閉弁時期が最遅角されたときにゼロとなり、吸気弁６の開閉弁時期が進角されるにつれて大きくなる値ＶＴでもって、吸気弁６の開閉弁時期が表されている。
【００１７】
電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５及び出力ポート３６を具備する。スロットル弁１７上流の吸気ダクト１４内には吸気ダクト１４内を流通する新気の流量を検出するためのエアフローメータ３９が取り付けられる。また、スロットル弁１７にはスロットル開度θｔを検出するためのスロットル開度センサ４０が取り付けられる。更に、アクセルペダル４１にはアクセルペダル４１の踏み込み量ＤＥＰを検出するための負荷センサ４２が接続される。アクセルペダル４１の踏み込み量は要求負荷を表している。更に、エアフローメータ３９には大気温度Ｔａ（Ｋ）を検出するための大気温センサ４４が設けられ、吸気ダクト１４内には大気圧Ｐａ（ｋＰａ）を検出するための大気圧センサ４５が取り付けられる。これらセンサ３９，４０，４２，４４，４５の出力信号はそれぞれ対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４３が接続される。ＣＰＵ３４ではクランク角センサ４３の出力パルスに基づいて機関回転数ＮＥ及びクランク角ＣＡが算出される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓１０、燃料噴射弁１１、ステップモータ１６、ＥＧＲ制御弁２２、及び吸気弁駆動装置２５にそれぞれ接続され、これらは電子制御ユニット３０からの出力信号に基づいて制御される。なお、図１に示される内燃機関では、＃１−＃３−＃４−＃２の順に燃料噴射が行われる。
【００１８】
図１に示される内燃機関では、燃料噴射量ＱＦは例えば次式に基づいて算出される。
【００１９】
ＱＦ＝ｋＡＦ・ＫＬ
ここで、ｋＡＦは空燃比設定係数を、ＫＬは機関負荷率（％）をそれぞれ示している。
【００２０】
空燃比設定係数ｋＡＦは目標空燃比を表す係数であり、目標空燃比が大きくなると即ちリーンになると小さくなり、目標空燃比が小さくなると即ちリッチになると大きくなる。この空燃比設定係数ｋＡＦは機関運転状態例えば要求負荷及び機関回転数の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されている。
【００２１】
一方、機関負荷率ＫＬは各気筒の筒内に充填された新気の量を表すものであり、例えば次式により定義される。
【００２２】
【数１】

【００２３】
ここで、Ｍｃ＿ａｉｒは吸気弁６が開弁し次いで閉弁したときに各気筒の筒内に充填されている新気の量である筒内充填新気量（ｇ）を、ＤＳＰは機関の排気量（リットル）を、ＮＣＹＬは気筒数を、ρａｓｔｄは標準状態（１気圧、２５℃）における空気の密度（約１．２ｇ／リットル）を、それぞれ示している。また、ｋｋは各定数をひとまとめにしたものを表しており、筒内充填新気量Ｍｃ＿ａｉｒは次式のように表されることになる。
【００２４】
Ｍｃ＿ａｉｒ＝ＫＬ／ｋｋ
更に、吸気弁閉弁時期に筒内に吸入される新気の流量を閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄ（ｇ／ｓｅｃ）とすると、筒内充填新気量Ｍｃ＿ａｉｒは次式のようにも表される。
【００２５】
Ｍｃ＿ａｉｒ＝ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄ・ｔｉｖ
ここで、ｔｉｖは各気筒において吸気行程１回に要する時間（ｓｅｃ）を表している。
【００２６】
従って、実際の空燃比を目標空燃比に正確に一致させるためには、機関負荷率ＫＬ又は筒内充填新気量Ｍｃ＿ａｉｒ又は閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄを正確に求ればよいことになる。以下では、閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄを求める場合を例にとって説明することにする。
【００２７】
まず、一般的な話をすると、筒内に吸入される新気及びＥＧＲガスの総流量を筒内吸入ガス流量ｍｃ（ｇ／ｓｅｃ）とし、筒内に吸入される新気の流量を筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ（ｇ／ｓｅｃ）とし、筒内に吸入されるＥＧＲガスの流量を筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ（ｇ／ｓｅｃ）とすると、次式が成立する。
【００２８】
ｍｃ＝ｍｃ＿ａｉｒ＋ｍｃ＿ｅｇｒ
その上で、吸気弁閉弁時期における筒内吸入ガス流量ｍｃを閉弁時筒内吸入ガス流量ｍｃ＿ｆｗｄ（ｇ／ｓｅｃ）とし、吸気弁閉弁時期における筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒを閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄ（ｇ／ｓｅｃ）とすると、次式が成立する。
【００２９】
ｍｃ＿ｆｗｄ＝ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄ＋ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄ
そこで本発明による実施例では、閉弁時筒内吸入ガス流量ｍｃ＿ｆｗｄと閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄとを推定し、次式（１）を用いて閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄを推定するようにしている。
【００３０】
ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄ＝ｍｃ＿ｆｗｄ−ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄ …（１）
本発明による実施例では、閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄが予め定められた計算時間間隔Δｔ毎に繰り返し推定される。その上で、予め定められた燃料噴射量ＱＦの計算時期になると、その直前に推定された閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄを用いて燃料噴射量ＱＦが算出される。即ち、図３において矢印Ｅで示される時期において閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄがそれぞれ推定され、矢印Ｆｊ（ｊ＝１，２，３，４）で示されるｊ番気筒の燃料噴射量算出時期になると、その直前に推定された閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄを用いて燃料噴射量ＱＦが算出される。従って、計算時間間隔Δｔ毎に推定される閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄには燃料噴射量ＱＦの算出のために用いられるものもあれば、そうでないものもあるということになる。このようにすると、閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄをより正確に推定することができる。
【００３１】
この場合、吸気弁閉弁時期というのは次に燃料噴射量を算出すべき気筒の吸気弁閉弁時期である。即ち、ｊ番気筒の吸気弁閉弁時期が矢印Ｖｊ（ｊ＝１，２，３，４）で示される図３を参照すると、例えば１番気筒の燃料噴射量ＱＦが算出された後（Ｆ１）３番気筒の燃料噴射量ＱＦが算出されるまで（Ｆ３）の間においては、３番気筒の吸気弁閉弁時期Ｖ３における閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄが推定され、３番気筒の燃料噴射量ＱＦが算出された後（Ｆ３）４番気筒の燃料噴射量ＱＦが算出されるまで（Ｆ４）の間においては、４番気筒の吸気弁閉弁時期Ｖ４における閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄが推定される。
【００３２】
ここで、閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄの推定時期Ｅから吸気弁閉弁時期Ｖｊまでの時間間隔を計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄと称すると、各推定時期Ｅにおいて、各推定時期Ｅから計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄだけ先の時点での筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒを予測しているということになる。
【００３３】
次に、図４及び図５を参照して各推定時期Ｅにおいて行われる筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒの推定方法を、まず概略的に説明する。本発明による実施例では、閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄを推定するために二種類の方法が採用されている。
【００３４】
なお、吸気管ＩＭ内の圧力を吸気管圧力Ｐｍ（ｋＰａ）とし、吸気管ＩＭ内の温度を吸気管圧力（Ｋ）Ｔｍとする（図６参照）。その上で、推定時期Ｅにおける吸気管圧力Ｐｍ及び吸気管温度Ｔｍをそれぞれ現時点吸気管圧力Ｐｍ＿ａｃｔ及び現時点吸気管温度Ｔｍ＿ａｃｔとし、吸気弁閉弁時期Ｖｊにおける吸気管圧力Ｐｍ及び吸気管温度Ｔｍをそれぞれ閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄ及び閉弁時吸気管温度Ｔｍ＿ｆｗｄとする。一方、絞り２４を通過して吸気管ＩＭ内に吸入されるＥＧＲガスの流量を吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ（ｇ／ｓｅｃ）とし、推定時期Ｅにおける吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒを現時点吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ＿ａｃｔとし、吸気弁閉弁時期Ｖｊにおける吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒを閉弁時吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ＿ｆｗｄとする。
【００３５】
まず図４を参照すると、各推定時期Ｅにおいて、計算閉弁時間間隔ｔｆｗだけ先の吸気弁閉弁時期Ｖｊにおける閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄが推定される（ｉ）。次いで、この閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄに基づいて閉弁時筒内吸入ガス流量ｍｃ＿ｆｗｄが推定される（ｉｉ）。
【００３６】
また、各推定時期Ｅにおいて、現時点吸気管圧力Ｐｍ＿ａｃｔが更に算出され（ｉｉｉ）、この現時点吸気管圧力Ｐｍ＿ａｃｔに基づいて現時点吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ＿ａｃｔが算出される（ｉｖ）。吸気管ＩＭ内に吸入されたＥＧＲガスは吸気管ＩＭ内を拡散しながら進行した後に筒内に到達して吸入される。ここで、ＥＧＲガスが吸気管ＩＭ内に吸入されてから筒内に到達するまでに必要な時間を到達必要時間ｔｄと称すると、次いで推定時期Ｅから到達必要時間ｔｄだけ経過したときの筒内吸入ＥＧＲ流量ｍｅｇｒであるｍｅｇｒｓｍが現時点吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ＿ａｃｔに基づいて算出される（ｖ）。
【００３７】
推定時期Ｅから到達必要時間ｔｄだけ経過した時点が吸気弁閉弁時期Ｖｊにちょうど一致するならば、閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄは上述したｍｅｇｒｓｍで表されることになる。ところが、必ずしもそうではなく、従ってｍｅｇｒｓｍは、推定時期Ｅに吸気管ＩＭ内に吸入されたＥＧＲガスが吸気弁閉弁時期Ｖｊに筒内に到達したと仮定したときの筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒを表していると考えることができる。以下では、ｍｅｇｒｓｍを閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量仮定値と称することにする。
【００３８】
ここで、到達必要時間ｔｄと計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄに着目すると、計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄは図３からわかるように推定時期Ｅによって変化し、例えば機関回転数ＮＥや吸気弁開閉弁時期ＶＴによっても変化しうる。また、到達必要時間ｔｄも後述するように例えば機関回転数ＮＥによって変化しうる。従って、到達必要時間ｔｄが計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄよりも短い場合もあれば長い場合もあるということになる。
【００３９】
図４に示される例では、到達必要時間ｔｄが計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄよりも短くなっており、即ち推定時期Ｅに吸気管ＩＭ内に吸入されたＥＧＲガスが吸気弁閉弁時期Ｖｊよりも前に筒内に到達する。この場合、本発明による実施例では、吸気弁閉弁時期Ｖｊにおける吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒである閉弁時吸気管吸入ガス流量ｍｅｇｒ＿ｆｗｄが閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄ及び閉弁時吸気管温度Ｔｍ＿ｆｗｄに基づいて推定される（ｖｉ）。次いで、この閉弁時吸気管吸入ガス流量ｍｅｇｒ＿ｆｗｄと、閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量仮定値ｍｅｇｒｓｍとに基づいて閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄが推定される（ｖｉｉ）。
【００４０】
このように、この場合には、予測された閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄに基づいて閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄが推定されるということになる。
【００４１】
最後に、閉弁時筒内吸入ガス流量ｍｃ＿ｆｗｄ及び閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄに基づき、上述の式（１）を用いて閉弁時筒内吸入新気流量仮定値ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄが算出される（ｖｉｉｉ）。
【００４２】
一方、図５は到達必要時間ｔｄが計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄよりも長い場合を示している。この場合でも、閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄが推定され（ｉ）、このＰｍ＿ｆｗｄに基づいて閉弁時筒内吸入ガス流量ｍｃ＿ｆｗｄが推定される（ｉｉ）。また、現時点吸気管圧力Ｐｍ＿ａｃｔが更に算出され（ｉｉｉ）、このＰｍ＿ａｃｔに基づいて現時点吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ＿ａｃｔが算出される（ｉｖ）。
【００４３】
図５に示されるように、到達必要時間ｔｄが計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄよりも長いということは、推定時期Ｅに吸気管ＩＭ内に吸入されたＥＧＲガスが吸気弁６に到達したときに既に吸気弁６が閉弁しているということを意味しており、この推定時期Ｅに吸気管ＩＭ内に吸入されたＥＧＲガスは閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄに寄与しない。図４に示されるｔｄ＜ｔｆｗｄの場合とは状況が全く異なるのである。
【００４４】
そこで本発明による実施例では、ｔｄ＞ｔｆｗｄのときには、このとき算出された現時点吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ＿ａｃｔ又は閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量仮定値ｍｅｇｒｓｍに基づいて閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄを推定しないようにしている。
【００４５】
図５に示される例では、到達必要時間ｔｄが計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄよりも時間差Δｔｆ（＝｜ｔｆｗｄ−ｔｄ｜）だけ長くなっている。ここで、到達必要時間ｔｄが短時間のうちに大幅に変動しないと考えれば、推定時期Ｅから時間差Δｔｆだけ以前に吸気管ＩＭ内に吸入されたＥＧＲガスは吸気弁閉弁時期Ｖｊに筒内に到達する。
【００４６】
即ち、推定時期Ｅから時間差Δｔｆだけ遡った時点において算出され記憶されている閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量仮定値ｍｅｇｒｓｍ（ｖ’）は吸気弁閉弁時期Ｖｊにおける筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ、即ち閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄを表しているということになる。
【００４７】
そこで本発明による実施例では、ｔｄ＞ｔｆｗｄのときには、推定時期Ｅから時間差Δｔｆだけ前に算出され記憶されている閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量仮定値ｍｅｇｒｓｍを、閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄとしている（ｖｉｉ’）。次いで、閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄが推定される（ｖｉｉｉ）。
【００４８】
このように、ｔｄ＞ｔｆｗｄのときには、予測された閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄ又は閉弁時吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ＿ｆｗｄに基づくことなく、現時点吸気管圧力Ｐｍ＿ａｃｔに基づいて閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄが推定される。或る時間だけ先の圧力よりも、現時点の圧力のほうがより精度よく求めることができ、そうすると、現時点圧力Ｐｍ＿ａｃｔに基づいて閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄを推定すればより精度よく閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄを求めることができることになる。
【００４９】
別の見方をすると、到達必要時間ｔｄと計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄとの長短に応じて、閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄの算出方法を選択的に切り替えているということにもなる。具体的には、閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄを予測された閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄに基づいて推定するか、予測された閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄに基づくことなく推定するかが切り替えられるのである。
【００５０】
次に、閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄの推定方法を詳しく説明する。
【００５１】
本発明による実施例では、図７に示される吸気モデルＭＤを用いて閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄが推定される。この吸気モデルＭＤは次の４つのモデル、ＭＤＶ，ＭＤＣＲＴ，ＭＤＣＲＴＳＭ，ＭＤＡＦＭから構成されている。なお、以下では吸気管圧力Ｐｍと吸気管温度Ｔｍとの比Ｐｍ／Ｔｍを圧力温度比ｐｂｙｔと称している。
【００５２】
モデルＭＤＶでは、吸気管モデルと、吸気弁モデルと、電子スロットルモデルと、スロットルモデルと、ＥＧＲモデルとを用いて、吸弁閉弁時期における吸気管圧力ｐｍｖ、吸気管温度ｔｍｖ、及び圧力温度比ｐｂｙｔｖが算出される。
【００５３】
一方、モデルＭＤＣＲＴでは、吸気管モデルと、吸気弁モデルと、スロットルモデルと、ＥＧＲモデルとを用いて、現時点における吸気管圧力ｐｍｃｒｔ、吸気管温度ｔｍｃｒｔ、及び圧力温度比ｐｂｔｃｒｔが算出される。
【００５４】
また、モデルＭＤＣＲＴＳＭでは、吸気管モデルと、吸気弁モデルと、ＡＦＭモデルとを用いて、現時点における吸気管圧力ｐｍｃｒｔｓｍ、吸気管温度ｔｍｃｒｔｓｍ、及び圧力温度比ｐｂｔｃｒｔｓｍが算出される。
【００５５】
更に、モデルＭＤＡＦＭでは、吸気管モデルと、吸気弁モデルと、ＥＧＲモデルとを用いて、現時点における吸気管圧力ｐｍａｆｍ、吸気管温度ｔｍａｆｍ、及び圧力温度比ｐｂｔａｆｍが算出される。
【００５６】
まず、吸気管モデル、吸気弁モデル、スロットルモデル、及びＥＧＲモデルについて説明する。
【００５７】
吸気管モデルについて説明する。この吸気管モデルでは、吸気管圧力Ｐｍ、吸気管温度Ｔｍ、及び圧力温度比Ｐｍ／Ｔｍが算出される。
【００５８】
本発明による実施例の吸気管モデルでは、吸気管ＩＭについての質量保存則及びエネルギ保存則に着目している。即ち、図６に示されるように、スロットル弁１７を通過して吸気管ＩＭ内に流入する新気の流量をスロットル弁通過新気流量ｍｔ（ｇ／ｓｅｃ）とすると、ＥＧＲ枝管２３の絞り２４を通過して吸気管ＩＭ内に流入する新気及びＥＧＲガスの流量は吸気管吸入ガス流量ｍｅｇｒであり、吸気弁６を通過して吸気管ＩＭから流出し筒内に吸入される新気及びＥＧＲガスの流量は筒内吸入ガス流量ｍｃであるから、吸気管ＩＭについての質量保存則及びエネルギ保存則は次式（２）（３）でそれぞれ表される。
【００５９】
【数２】

【００６０】
ここで、Ｍｍは吸気管ＩＭ内に存在する新気及びＥＧＲガスの質量（ｇ）を、ｔは時間を、Ｖｍは吸気管ＩＭの容積（ｍ^３）を、Ｒは気体定数を、Ｔｅは排気マニホルド１８内の排気ガスの温度である排気管温度（Ｋ）を、それぞれ表している。更に、Ｃｖは新気の定容比熱を、Ｃｐは新気の定圧比熱をそれぞれ表している。厳密に言えば、新気のみの場合か、ＥＧＲガスのみの場合か、又は新気とＥＧＲガスの混合ガスの場合かによって、これら定容比熱及び定圧比熱は互いに異なる値とすべきである。しかしながら、これら定容比熱Ｃｖ及び定圧比熱Ｃｐを新気のものとして取り扱っても実用上は差し支えないことが確認されている。
【００６１】
その上で、状態方程式（Ｐｍ・Ｖｍ＝Ｍｍ・Ｒ・Ｔｍ）、マイヤーの関係式（Ｃｐ＝Ｃｖ＋Ｒ）、及び比熱比κ（＝Ｃｐ／Ｃｖ）を用いると、上述の式（２）（３）はそれぞれ次式（４）（５）のように書き換えられる。
【００６２】
【数３】

【００６３】
従って、これら式（４）（５）を逐次解いていけば、吸気管圧力Ｐｍ及び圧力温度比Ｐｍ／Ｔｍを算出することができ、更に吸気管温度Ｔｍを算出することができる（Ｔｍ＝Ｐｍ／（Ｐｍ／Ｔｍ））。実際の計算では式（４）（５）は計算時間間隔Δｔ及び計算回数を表すパラメータｋを用いて次式（６）（７）のように表される。
【００６４】
【数４】

【００６５】
ここで、比熱比κ、気体定数Ｒ、及び吸気管容積Ｖｍは一定値であり、大気温度Ｔａは大気温センサ４４により検出される。一方、排気管温度Ｔｅはセンサなどにより検出することもできるが、排気管温度Ｔｅは機関回転数ＮＥ及び吸気管吸入ガス流量ｍｅｇｒに依存し、即ち図８（Ａ）に示されるように機関回転数ＮＥが高くなるにつれて高くなり、吸気管吸入ガス流量ｍｅｇｒが多くなるにつれて高くなる。そこで本発明による実施例では、排気管温度Ｔｅを機関回転数ＮＥ及び吸気管吸入ガス流量ｍｅｇｒの関数として予め実験により求めて図８（Ｂ）に示されるマップの形でＲＯＭ３２内に記憶しておき、このマップを用いて排気管温度Ｔｅを算出するようにしている。
【００６６】
更に、式（４）（５）又は式（６）（７）における筒内吸入ガス流量ｍｃは吸気弁モデルにより算出される。次に、この吸気弁モデルについて説明する。
【００６７】
本願発明者らによれば、筒内吸入ガス流量ｍｃと吸気管圧力Ｐｍとの関係を、勾配が互いに異なりかつ接続点において連続している二つの一次関数式で表せることが確認されている。即ち、図９に示されるように、二つの勾配をｋｉａ１，ｋｉａ２とし、接続点ＣＰｉにおける吸気管圧力及び筒内吸入ガス流量をそれぞれｋｉｂ，ｋｉｃとすると、この場合の筒内吸入ガス流量ｍｃは次式（８）のように表される。
【００６８】
ｍｃ＝ｋｉａ１・（Ｐｍ−ｋｉｂ）＋ｋｉｃ …Ｐｍ≦ｋｉｂ
＝ｋｉａ２・（Ｐｍ−ｋｉｂ）＋ｋｉｃ …Ｐｍ＞ｋｉｂ …（８）
ここで、ｋｉａ１，ｋｉａ２，ｋｉｂ，ｋｉｃはパラメータをそれぞれ表している。パラメータｋｉａ１，ｋｉａ２，ｋｉｃはそれぞれ機関回転数ＮＥ及び吸気弁開閉弁時期ＶＴの関数として、ｋｉｂは機関回転数ＮＥの関数として、それぞれ予め実験により求められており、図１０（Ａ）（Ｂ）（Ｃ）（Ｄ）に示すマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。
【００６９】
従って、式（６）（７）からわかるように、吸気管圧力Ｐｍ及び圧力温度比Ｐｍ／Ｔｍを用いて筒内吸入ガス流量ｍｃが算出され、算出された筒内吸入ガス流量ｍｃを用いて次回の吸気管圧力Ｐｍ及び圧力温度比Ｐｍ／Ｔｍが算出される。
【００７０】
次に、スロットルモデルについて説明する。このスロットルモデルでは、スロットル弁通過新気流量ｍｔが算出される。
【００７１】
図１１に示されるように、スロットル弁１７上流の圧力及び温度を大気圧Ｐａ及び大気温度Ｔａとし、スロットル弁１７下流の圧力及び温度を吸気管圧力Ｐｍ及び吸気管温度Ｔｍと考えると、スロットル弁通過新気流量ｍｔはスロットル弁１７を通過する新気の線速度ｖｔ（ｍ／ｓｅｃ）を用いて次式（９）のように表される。
【００７２】
ｍｔ＝μｔ・Ａｔ・ｖｔ・ρｍ …（９）
ここで、μｔはスロットル弁１７における流量係数を、Ａｔはスロットル弁１７の開口面積（ｍ^２）を、ρｍはスロットル弁１７下流即ち吸気管ＩＭ内における新気の密度（ｋｇ／ｍ^３）を、それぞれ表している。
【００７３】
また、スロットル弁１７の前後における新気についてのエネルギ保存則は次式（１０）で表される。
【００７４】
ｖ^２／２＋Ｃｐ・Ｔｍ＝Ｃｐ・Ｔａ …（１０）
更に、スロットル弁１７の無限遠上流では吸気管断面積が無限大でありかつ新気流速がゼロであることを考えると、スロットル弁１７前後における新気についての運動量保存則は次式（１１）で表される。
【００７５】
ρｍ・ｖ^２＝Ｐａ−Ｐｍ …（１１）
従って、スロットル弁１７上流における状態方程式（Ｐａ＝ρａ・Ｒ・Ｔａ、ここでρａはスロットル弁１７上流即ち大気における新気の密度（ｋｇ／ｍ^３））、及びスロットル弁１７下流における状態方程式（Ｐｍ＝ρｍ・Ｒ・Ｔｍ）と、上述の式（９）（１０）（１１）とから、スロットル弁通過新気流量ｍｔは次式（１２）により表される。
【００７６】
【数５】

【００７７】
なお、流量係数μｔ及び開口面積Ａｔはそれぞれスロットル開度θｔの関数として実験により予め求められており、図１２（Ａ）（Ｂ）に示されるマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。
【００７８】
次に、ＥＧＲモデルについて説明する。このＥＧＲモデルでは、吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒが算出される。
【００７９】
図６に示されるように、ＥＧＲ制御弁２２を通過するＥＧＲガスの流量を制御弁通過ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖ（ｇ／ｓｅｃ）とすると、吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒはこの制御弁通過ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖに一致すると考えることができる。従って、制御弁通過ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖを算出すればよいということになる。
【００８０】
本願発明者らによれば、機関定常運転時でかつＥＧＲガスが供給されているときの筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｎと、吸気管圧力Ｐｍとの関係を、勾配が互いに異なりかつ接続点において連続している二つの一次関数式で表せることが確認されている。即ち、図１３（Ａ）に示されるように、二つの勾配をｋａ＿ｏｎ１，ｋａ＿ｏｎ２とし、接続点ＣＰｏｎにおける吸気管圧力及び筒内吸入新気流量をそれぞれｋｂ，ｋｃ＿ｏｎとすると、この場合の筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｎは次式（１３）のように表される。
【００８１】
ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｎ＝ｋａ＿ｏｎ１・（Ｐｍ−ｋｂ）＋ｋｃ＿ｏｎ …Ｐｍ≦ｋｂ
＝ｋａ＿ｏｎ２・（Ｐｍ−ｋｂ）＋ｋｃ＿ｏｎ …Ｐｍ＞ｋｂ …（１３）
ここで、ｋａ＿ｏｎ１，ｋａ＿ｏｎ２はそれぞれ、機関回転数ＮＥ、吸気弁開閉弁時期ＶＴ、及びＥＧＲ制御弁２２の開度を表すステップ数ＳＴＰの関数であり、ｋｂは機関回転数ＮＥの関数であり、ｋｃ＿ｏｎは機関回転数ＮＥ、吸気弁開閉弁時期ＶＴ、及びステップ数ＳＴＰの関数である。
【００８２】
同様に、機関定常運転時でかつＥＧＲガスが供給されていないときの筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｆｆと、吸気管圧力Ｐｍとの関係も、勾配が互いに異なりかつ接続点において連続している二つの一次関数式で表せることが確認されている。即ち、図１３（Ａ）に示されるように、二つの勾配をｋａ＿ｏｆｆ１，ｋａ＿ｏｆｆ２とし、接続点ＣＰｏｆｆにおける吸気管圧力及び筒内吸入新気流量をそれぞれｋｂ，ｋｃｏｆｆとすると、この場合の筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｆｆは次式（１４）のように表される。
【００８３】
ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｆｆ＝ｋａ＿ｏｆｆ１・（Ｐｍ−ｋｂ）＋ｋｃ＿ｏｆｆ…Ｐｍ≦ｋｂ
＝ｋａ＿ｏｆｆ２・（Ｐｍ−ｋｂ）＋ｋｃ＿ｏｆｆ…Ｐｍ＞ｋｂ …（１４）
ここで、ｋａ＿ｏｆｆ１，ｋａ＿ｏｆｆ２，ｋｃ＿ｏｆｆはそれぞれ、機関回転数ＮＥの関数である。なお、式（１３）におけるｋｂと式（１４）におけるｋｂとを互いに異ならせてもよい。
【００８４】
ＥＧＲガスが供給されていないときには、筒内に新気のみが充填されるということを考えると、ＥＧＲガスが供給されていないときの筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｆｆはこのとき筒内に吸入されるガスの総量、即ち筒内吸入ガス流量ｍｃを表していると考えることができる。
【００８５】
ここで、ＥＧＲガスが供給されているときと供給されていないときとで筒内吸入ガス流量ｍｃが変わらないと考えると、ＥＧＲガスが供給されていないときの筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｆｆは、ＥＧＲガスが供給されていないときの筒内吸入ガス流量ｍｃだけでなく、ＥＧＲガスが供給されているときの筒内吸入ガス流量ｍｃをも表しているということになる。
【００８６】
従って、ＥＧＲガスが供給されていないときの筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｆｆから、ＥＧＲガスが供給されているときの筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｎを差し引いた結果Δｍｃ＿ａｉｒ（＝ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｆｆ−ｍｃ＿ａｉｒ＿ｏｎ）は、定常運転時において筒内に吸入されるＥＧＲガスの量である筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ（ｇ／ｓｅｃ）を表しているということになる。
【００８７】
その上で、定常運転時には、制御弁通過ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖは筒内吸入ＥＧＲガス量ｍｃ＿ｅｇｒに一致する。従って、上述した差Δｍｃ＿ａｉｒは定常運転時における制御弁通過ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖをも表しているということになる。
【００８８】
更に、この差Δｍｃ＿ａｉｒは過渡運転時における制御弁通過ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖをも表している。即ち、制御弁通過ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖはＥＧＲ制御弁２２前後の圧力差、即ち排気管圧力Ｐｅと吸気管圧力Ｐｍとの差に大きく依存し、過渡運転時におけるＥＧＲ制御弁２２上流の排気圧Ｐｅ及び排気温Ｔｅが定常運転時におけるＰｅ及びＴｅとそれほど変わらないと考えれば、定常運転時であろうと過渡運転時であろうと、吸気管圧力Ｐｍが決まれば制御弁通過ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖが決まるのである。
【００８９】
このように、差Δｍｃ＿ａｉｒは定常運転時であろうと過渡運転時であろうと、制御弁通過ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖを表しており、従って吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒを表している。
【００９０】
ここで、（ｋａ＿ｏｆｆ１−ｋａ＿ｏｎ１）をｋｄ１とし、（ｋａ＿ｏｆｆ２−ｋａ＿ｏｎ２）をｋｄ２とし、（ｋｃ＿ｏｆｆ−ｋｃ＿ｏｎ）をｋｅとすれば、差Δｍｃ＿ａｉｒ即ち吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒは次式（１５）で表される。
【００９１】
ｍｅｇｒ＝ｋｄ１・（Ｐｍ−ｋｂ）＋ｋｅ …Ｐｍ≦ｋｂ
＝ｋｄ２・（Ｐｍ−ｋｂ）＋ｋｅ …Ｐｍ＞ｋｂ …（１５）
この場合の吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒが図１３（Ｂ）に示されている。本発明による実施例では、勾配ｋｄ１，ｋｄ２及び接続点ＣＰにおける吸気管吸入ガス流量ｋｅは機関回転数ＮＥ、吸気弁開閉弁時期ＶＴ、及びＥＧＲ制御弁開度ＳＴＰの関数として、接続点ＣＰにおける吸気管圧力ｋｂは機関回転数ＮＥの関数として、それぞれ予め実験により求められて図１４（Ａ）（Ｂ）（Ｃ）及び図１５に示すマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されており、式（１５）を用いて吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒが算出される。
【００９２】
なお、式（１５）からわかるように、差Δｍｃ＿ａｉｒないし制御弁通過ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖないし吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒも、勾配が互いに異なりかつ接続点において連続している二つの一次関数式で表されるということになる。
【００９３】
次に、図７を参照しながら各モデルＭＤＶ，ＭＤＣＲＴ，ＭＤＣＲＴＳＭ，ＭＤＡＦＭについて説明する。
【００９４】
まず、モデルＭＤＶについて説明すると、モデルＭＤＶのスロットル弁モデルでは、モデルＭＤＶの吸気管モデルにより算出された吸気弁閉弁時期における吸気管圧力ｐｍｖと、吸気弁閉弁時期におけるスロットル開度θｔである閉弁時スロットル開度θｔｖと、現時点における機関回転数ＮＥ及び吸気弁開閉弁時期ＶＴとにより、吸気弁閉弁時期におけるスロットル弁通過新気流量ｍｔｖが算出される。即ち、式（１２）において、ｍｔがｍｔｖとされ、流量係数μｔ及び開口面積Ａｔを算出するためのθｔがθｔｖとされ、Ｐｍがｐｍｖとされる。なお、機関回転数ＮＥ及び吸気弁開閉弁時期ＶＴを吸気弁閉弁時期における値ではなく現時点における値としても差し支えない。
【００９５】
ここで、電子スロットルモデルについて簡単に説明する。本発明による実施例では、アクセルペダル４１の踏み込み量ＤＥＰに基づいて基本目標スロットル開度θｔｔｇｔｂが算出され、予め定められた遅延時間ｔｄｌｙだけ経過するとこの基本目標スロットル開度θｔｔｇｔｂが目標スロットル開度θｔｔｇｔとされ、実際のスロットル開度θｔがこの目標スロットル開度θｔｔｇｔに一致するようにスロットル弁１７が制御される。
【００９６】
即ち、図１６に示されるように、目標スロットル開度θｔｔｇｔはアクセルペダル４１の踏み込み量ＤＥＰの変化に対して遅延時間ｔｄｌｙだけ遅延して変化せしめられる。このようにすると、現時点における目標スロットル開度θｔｔｇｔと、現時点から遅延時間ｔｄｌｙだけ先の時点における目標スロットル開度θｔｔｇｔとがわかっているので、現時点から遅延時間ｔｄｌｙだけ先の時点までの間に、スロットル開度θｔがどのように変化するかがわかることになる。ここで、遅延時間ｔｄｌｙは計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄがとりうる値よりも長く設定されている。
【００９７】
そこで電子スロットルモデルでは、現時点即ち推定時期における目標スロットル開度θｔｔｇｔと、現時点から遅延時間ｔｄｌｙだけ先の目標スロットル開度θｔｔｇｔとに基づき、吸気弁閉弁時期即ち現時点から計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄだけ先の時期におけるスロットル開度θｔｖを算出するようにしている。なお、基本目標スロットル開度θｔｔｇｔｂはアクセルペダル４１の踏み込み量ＤＥＰの関数として図１７に示すマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。
【００９８】
モデルＭＤＶの吸気弁モデルでは、モデルＭＤＶの吸気管モデルにより算出された吸気弁閉弁時期における吸気管圧力ｐｍｖと、現時点における機関回転数ＮＥ及び吸気弁開閉弁時期ＶＴとにより、吸気弁閉弁時期における筒内吸入ガス流量ｍｃｖが算出される。即ち、式（８）において、ｍｃがｍｃｖとされ、Ｐｍがｐｍｖとされる。
【００９９】
また、モデルＭＤＶのＥＧＲモデルでは、モデルＭＤＶの吸気管モデルにより算出された吸気弁閉弁時期における吸気管圧力ｐｍｖと、現時点におけるＥＧＲ制御弁開度ＳＴＰ、機関回転数ＮＥ、及び吸気弁開閉弁時期ＶＴとにより、吸気弁閉弁時期における吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖが算出される。即ち、式（１５）において、ｍｅｇｒがｍｅｇｒｖとされ、Ｐｍがｐｍｖとされる。
【０１００】
更に、モデルＭＤＶの吸気管モデルでは、モデルＭＤＶのスロットルモデルにより算出された吸気弁閉弁時期におけるスロットル弁通過新気流量ｍｔｖと、モデルＭＤＶのＥＧＲモデルにより算出された吸気弁閉弁時期における吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｖと、モデルＭＤＶの吸気弁モデルにより算出された吸気弁閉弁時期における筒内吸入ガス流量ｍｃｖとにより、吸気弁閉弁時期における吸気管圧力ｐｍｖ、吸気管温度ｔｍｖ、及び圧力温度比ｐｂｙｔｖが算出される。即ち、式（６）（７）においてＰｍがｐｍｖとされ、Ｔｍがｔｍｖとされ、Ｐｍ／Ｔｍがｐｂｙｔｖとされ、ｍｔがｍｔｖとされ、ｍｅｇｒがｍｅｇｒｖとされ、ｍｃがｍｃｖとされる。
【０１０１】
次に、モデルＭＤＣＲＴについて説明する。モデルＭＤＣＲＴのスロットル弁モデルでは、モデルＭＤＣＲＴの吸気管モデルにより算出された現時点における吸気管圧力ｐｍｃｒｔと、現時点におけるスロットル開度θｔ、機関回転数ＮＥ、及び吸気弁開閉弁時期ＶＴとにより、現時点におけるスロットル弁通過新気流量ｍｔｃｒｔが算出される。即ち、式（１２）において、ｍｔがｍｔｃｒｔとされ、流量係数μｔ及び開口面積Ａｔを算出するためのθｔがスロットル開度センサ４０により検出されたθｔとされ、Ｐｍがｐｍｃｒｔとされる。
【０１０２】
モデルＭＤＣＲＴの吸気弁モデルでは、モデルＭＤＣＲＴの吸気管モデルにより算出された現時点における吸気管圧力ｐｍｃｒｔと、現時点における機関回転数ＮＥ及び吸気弁開閉弁時期ＶＴとにより、現時点における筒内吸入ガス流量ｍｃｃｒｔが算出される。即ち、式（８）において、ｍｃがｍｃｃｒｔとされ、Ｐｍがｐｍｃｒｔとされる。
【０１０３】
また、モデルＭＤＣＲＴのＥＧＲモデルでは、モデルＭＤＣＲＴの吸気管モデルにより算出された現時点における吸気管圧力ｐｍｃｒｔと、現時点におけるＥＧＲ制御弁開度ＳＴＰ、機関回転数ＮＥ、及び吸気弁開閉弁時期ＶＴとにより、現時点における吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｃｒｔが算出される。即ち、式（１５）において、ｍｅｇｒがｍｅｇｒｃｒｔとされ、Ｐｍがｐｍｃｒｔとされる。
【０１０４】
更に、モデルＭＤＣＲＴの吸気管モデルでは、モデルＭＤＣＲＴのスロットルモデルにより算出された現時点におけるスロットル弁通過新気流量ｍｔｃｒｔと、モデルＭＤＣＲＴのＥＧＲモデルにより算出された現時点における吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｃｒｔと、モデルＭＤＣＲＴの吸気弁モデルにより算出された現時点における筒内吸入ガス流量ｍｃｃｒｔとにより、現時点における吸気管圧力ｐｍｃｒｔ、吸気管温度ｔｍｃｒｔ、及び圧力温度比ｐｂｙｔｃｒｔが算出される。即ち、式（６）（７）においてＰｍがｐｍｃｒｔとされ、Ｔｍがｔｍｃｒｔとされ、Ｐｍ／Ｔｍがｐｂｙｔｃｒｔとされ、ｍｔがｍｔｃｒｔとされ、ｍｅｇｒがｍｅｇｒｃｒｔとされ、ｍｃがｍｃｃｒｔとされる。
【０１０５】
このようにモデルＭＤＣＲＴにより算出されるｍｔｃｒｔ，ｐｍｃｒｔなどは、現時点における機関運転状態を表すθｔ，ＳＴＰ，ＮＥ，ＶＴに基づいて算出された値である。
【０１０６】
次に、モデルＭＤＣＲＴＳＭについて説明する。モデルＭＤＣＲＴＳＭの吸気弁モデルでは、モデルＭＤＣＲＴＳＭの吸気管モデルにより算出された現時点における吸気管圧力ｐｍｃｒｔと、現時点における機関回転数ＮＥ及び吸気弁開閉弁時期ＶＴとにより、現時点における筒内吸入ガス流量ｍｃｃｒｔｓｍが算出される。即ち、式（８）において、ｍｃがｍｃｃｒｔｓｍとされ、Ｐｍがｐｍｃｒｔｓｍとされる。
【０１０７】
また、モデルＭＤＣＲＴＳＭの吸気管モデルでは、モデルＭＤＣＲＴＳＭのＡＦＭモデルにより算出された現時点におけるスロットル弁通過新気流量ｍｔｃｒｔｓｍと、上述したモデルＭＤＣＲＴのＥＧＲモデルにより算出された現時点における吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒｃｒｔと、モデルＭＤＣＲＴＳＭの吸気弁モデルにより算出された現時点における筒内吸入ガス流量ｍｃｃｒｔｓｍとにより、現時点における吸気管圧力ｐｍｃｒｔｓｍ、吸気管温度ｔｍｃｒｔｓｍ、及び圧力温度比ｐｂｙｔｃｒｔｓｍが算出される。即ち、式（６）（７）においてＰｍがｐｍｃｒｔｓｍとされ、Ｔｍがｔｍｃｒｔｓｍとされ、Ｐｍ／Ｔｍがｐｂｙｔｃｒｔｓｍとされ、ｍｔがｍｔｃｒｔｓｍとされ、ｍｅｇｒがｍｅｇｒｃｒｔｓｍとされ、ｍｃがｍｃｃｒｔｓｍとされる。
【０１０８】
ここで、ＡＦＭモデルについて説明する。まず、本発明による実施例では、エアフローメータ３９の出力電圧ＶＡＦＭに基づいて現時点におけるスロットル弁通過新気流量ｍｔａｆｍが算出される。このスロットル弁通過新気流量ｍｔａｆｍは図１８に示されるマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。
【０１０９】
ＡＦＭモデルでは、実際のスロットル弁通過新気流量がモデルＭＤＣＲＴのスロットルモデルにより算出されたスロットル弁通過新気流量ｍｔｃｒｔであると仮定したときの、エアフローメータ３９の出力電圧ＶＡＦＭに基づき算出されるスロットル弁通過新気流量ｍｔｃｒｔｓｍが算出される。
【０１１０】
もう少し詳しく説明すると、エアフローメータ３９は吸気ダクト１４内を流通する新気の一部が導かれるバイパス通路と、バイパス通路内に配置された吸気温度検出用抵抗及び加熱用抵抗とを備えている。これら抵抗は図１９に示されるように、アルミナからなりかつ周囲に白金線が巻き付けられたボビン３９ａを具備し、このボビン３９ａはリード線３９ｂを介して支持体３９ｃにより支持されている。ボビン３９ａ上の白金線３９ｂはガラスコーティングにより覆われている。
【０１１１】
加熱用抵抗には、吸気温度検出用抵抗と加熱用抵抗間の温度差が一定に維持されるように電力が印加される。即ち、エアフローメータ３９を通過する新気の量が例えば増大すると、吸気温度検出用抵抗から新気への放熱量が増大し、その分だけ加熱用抵抗への印加電力が増大する。従って、加熱用抵抗への印加電力に基づき、エアフローメータ３９を通過する新気の量がわかることになる。
【０１１２】
この場合、特に新気とガラスコーティング３９ｄ間、及び新気と支持体３９ｃ間の熱伝導に起因して吸気温度検出用抵抗から新気への放熱には遅れがあり、従ってエアフローメータ３９の出力には応答遅れが存在しうる。ＡＦＭモデルではこの応答遅れを考慮してスロットル弁通過新気流量ｍｔｃｒｔｓｍを算出している。
【０１１３】
次に、モデルＭＤＡＦＭについて説明する。モデルＭＤＡＦＭの吸気弁モデルでは、モデルＭＤＡＦＭの吸気管モデルにより算出された現時点における吸気管圧力ｐｍａｆｍと、現時点における機関回転数ＮＥ及び吸気弁開閉弁時期ＶＴとにより、現時点における筒内吸入ガス流量ｍｃａｆｍが算出される。即ち、式（８）において、ｍｃがｍｃａｆｍとされ、Ｐｍがｐｍａｆｍとされる。
【０１１４】
また、モデルＭＤＡＦＭのＥＧＲモデルでは、上述した現時点吸気管圧力Ｐｍ＿ａｃｔと、現時点におけるＥＧＲ制御弁開度ＳＴＰ、機関回転数ＮＥ、及び吸気弁開閉弁時期ＶＴとにより、現時点における吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒａｆｍが算出される。即ち、式（１５）において、ｍｅｇｒがｍｅｇｒａｆｍとされ、ＰｍがＰｍ＿ａｃｔとされる。
【０１１５】
更に、モデルＭＤＡＦＭの吸気管モデルでは、図１８に示されるマップからエアフローメータ３９の出力電圧ＶＡＦＭに基づき算出された現時点におけるスロットル弁通過新気流量ｍｔａｆｍと、モデルＭＤＡＦＭのＥＧＲモデルにより算出された現時点における吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒａｆｍと、モデルＭＤＡＦＭの吸気弁モデルにより算出された現時点における筒内吸入ガス流量ｍｃａｆｍとにより、現時点における吸気管圧力ｐｍａｆｍ、吸気管温度ｔｍａｆｍ、及び圧力温度比ｐｂｙｔａｆｍが算出される。即ち、式（６）（７）においてＰｍがｐｍａｆｍとされ、Ｔｍがｔｍａｆｍとされ、Ｐｍ／Ｔｍがｐｂｙｔａｆｍとされ、ｍｔがｍｔａｆｍとされ、ｍｅｇｒがｍｅｇｒａｆｍとされ、ｍｃがｍｃａｆｍとされる。
【０１１６】
吸気モデルＭＤでは次式に基づいて閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄが算出される。
【０１１７】
Ｐｍ＿ｆｗｄ＝ｐｍｖ−（ｐｍｃｒｔｓｍ−ｐｍａｆｍ）
このように、ｐｍｖではなく、ｐｍｖから、ｐｍｃｒｔｓｍからｐｍａｆｍを減算した結果だけ減算したものが閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄとされる。このようにしているのは次の理由による。
【０１１８】
即ち、上述したモデルでは様々な仮定のもとに計算が行われ、従って各モデルの計算結果には誤差が含まれている恐れがある。ところが、この誤差は差（ｐｍｃｒｔｓｍ−ｐｍａｆｍ）によって表され、従ってｐｍｖから（ｐｍｃｒｔｓｍ−ｐｍａｆｍ）だけ減算した結果は正確に閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄを表しているということになる。
【０１１９】
そこで本発明による実施例では、まずｐｍｖを算出した上で、最終的な閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄを算出するようにしている。
【０１２０】
同様にして、現時点吸気管圧力Ｐｍ＿ａｃｔは次式に基づいて算出される。
【０１２１】
Ｐｍ＿ａｃｔ＝ｐｍｃｒｔ−（ｐｍｃｒｔｓｍ−ｐｍａｆｍ）
更に、閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄと閉弁時吸気管温度Ｔｍ＿ｆｗｄとの比Ｐｍ＿ｆｗｄ／Ｔｍ＿ｆｗｄ、及び現時点吸気管圧力Ｐｍ＿ａｃｔと現時点吸気管温度Ｔｍ＿ａｃｔとの比Ｐｍ＿ａｃｔ／Ｔｍ＿ａｃｔは次式で表される。
【０１２２】
Ｐｍ＿ｆｗｄ／Ｔｍ＿ｆｗｄ＝ｐｂｙｔｖ−（ｐｂｙｔｃｒｔｓｍ−ｐｂｙｔａｆｍ）
Ｐｍ＿ａｃｔ／Ｔｍ＿ａｃｔ＝ｐｂｙｔｃｒｔ−（ｐｂｙｔｃｒｔｓｍ−ｐｂｙｔａｆｍ）
次いで、このようにして算出された閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄにより、上述した吸気弁モデルを用いて閉弁時筒内吸入ガス流量ｍｃ＿ｆｗｄが算出される。即ち、式（８）において、ｍｃがｍｃ＿ｆｗｄとされ、ＰｍがＰｍ＿ｆｗｄとされる（図４及び図５の（ｉｉ）参照）。
【０１２３】
また、現時点吸気管圧力Ｐｍ＿ａｃｔにより、上述したＥＧＲモデルを用いて現時点吸気管吸入ガス流量ｍｅｇｒ＿ａｃｔが算出される。この現時点吸気管吸入ガス流量ｍｅｇｒ＿ａｃｔは上述したモデルＭＤＡＦＭのＥＧＲモデルで算出されるｍｅｇｒａｆｍに一致しており、そこでこのｍｅｇｒａｆｍがｍｅｇｒ＿ａｃｔとされる。
【０１２４】
次いで、現時点吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ＿ａｃｔを一次遅れ処理することにより閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量仮定値ｍｅｇｒｓｍが算出される。即ち、閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量仮定値ｍｅｇｒｓｍが次式（１６）に基づいて算出される（図４及び図５の（ｖ）参照）。
【０１２５】
【数６】

【０１２６】
ここで、τは時定数を表している。この時定数τは機関回転数ＮＥの関数として図２０に示されるマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。
【０１２７】
次いで、到達必要時間ｔｄが機関回転数ＮＥに基づいて算出される。この到達必要時間ｔｄは機関回転数ＮＥの関数として図２１に示されるマップの形で予めＲＯＭ３２内に記憶されている。また、推定時期Ｅにおけるクランク角と吸気弁閉弁時期Ｖｉにおけるクランク角との差と、機関回転数ＮＥとに基づいて計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄが算出される。
【０１２８】
次いで、到達必要時間ｔｄが計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄよりも長いか否かが判別される。図４に示されるようにｔｄ＜ｔｆｗｄのときには、閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄによりＥＧＲモデルを用いて閉弁時吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ＿ｆｗｄが算出される（図４の（ｖｉ）参照）。この閉弁時吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ＿ｆｗｄは上述したモデルＭＤＶのＥＧＲモデルで算出されるｍｅｇｒｖに一致しており、そこでこのｍｅｇｒｖがｍｅｇｒ＿ｆｗｄとされる。
【０１２９】
次いで、閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量仮定値ｍｅｇｒｓｍと閉弁時吸気管吸入ＥＧＲガス流量ｍｅｇｒ＿ｆｗｄとに基づいて、閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄが推定される（図４の（ｖｉｉ）参照）。
【０１３０】
図２２を参照して具体的に説明すると、上述したように、推定時期Ｅから到達必要時間ｔｄだけ経過した時期Ｘにおける閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄはｍｅｇｒｓｍであると考えることができる。一方、吸気弁閉弁時期Ｖｉにおける機関運転状態がその後も継続されると考えれば、吸気弁閉弁時期Ｖｉの後の筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒは、吸気弁閉弁時期Ｖｉにおいて吸気管ＩＭ内に吸入されたＥＧＲガスの流量、即ちｍｅｇｒ＿ｆｗｄに収束する。
【０１３１】
従って、吸気弁閉弁時期Ｖｉにおける筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄは、筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒがｍｅｇｒｓｍからｍｅｇｒ＿ｆｗｄまで増大する際の、時期Ｘから時間Δｔｆ（＝ｔｆｗｄ−ｔｄ）だけ経過したときの値であるということになる。
【０１３２】
従って、この場合の閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄは次式に基づいて算出することができる。
【０１３３】
【数７】

【０１３４】
これに対し、図５に示されるようにｔｄ＞ｔｆｗｄのときには、時間差Δｔｆ（＝ｔｄ−ｔｆｗｄ）に相当する計算回数Ｉｄｘが次式に基づいて算出される。
【０１３５】
Ｉｄｘ＝ｒｏｕｎｄ（Δｔｆ／Δｔ）
ここでｒｏｕｎｄ（ｘ）はｘを四捨五入した値を求める関数を表している。
【０１３６】
その上で、今回の計算回数からＩｄｘだけ前に算出され記憶されている閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量仮定値ｍｅｇｒｓｍが閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄとされる。即ち、ｋ回目の計算における閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄ（ｋ）は次式（１７）のように表される。
【０１３７】
ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄ（ｋ）＝ｍｅｇｒｓｍ（ｋ−Ｉｄｘ） …（１７）
図２３は本発明による実施例の機関負荷率ＫＬ算出ルーチンを示している。このルーチンは上述した計算時間間隔Δｔ毎の割り込みによって実行される。
【０１３８】
図２３を参照すると、まずステップ１００では、パラメータｋが１だけインクリメントされる。続くステップ１０１ではモデルＭＤＣＲＴによりｐｍｃｒｔ（ｋ）及びｐｂｙｔｃｒｔ（ｋ）が算出され、続くステップ１０２ではモデルＭＤＣＲＴＳＭによりｐｍｃｒｔｓｍ（ｋ）及びｐｂｙｔｃｒｔｓｍ（ｋ）が算出される。続くステップ１０３ではモデルＭＤＡＦＭによりｐｍａｆｍ（ｋ）及びｐｂｙｔａｆｍ（ｋ）が算出され、続くステップ１０４ではモデルＭＤＶによりｐｍｖ（ｋ）及びｐｂｙｔｖ（ｋ）が算出される。
【０１３９】
続くステップ１０５では、次式に基づいて閉弁時吸気管圧力Ｐｍ＿ｆｗｄ（ｋ）が算出される。
【０１４０】
Ｐｍ＿ｆｗｄ（ｋ）＝ｐｍｖ（ｋ）−（ｐｍｃｒｔｓｍ（ｋ）−ｐｍａｆｍ（ｋ））
続くステップ１０６では、次式に基づいてＰｍ＿ｆｗｄ（ｋ）／Ｔｍ＿ｆｗｄ（ｋ）が算出される。
【０１４１】
Ｐｍ＿ｆｗｄ（ｋ）／Ｔｍ＿ｆｗｄ（ｋ）＝ｐｂｙｔｖ（ｋ）−（ｐｙｂｔｃｒｔｓｍ（ｋ）−ｐｂｙｔａｆｍ（ｋ））
続くステップ１０７では、次式に基づいて閉弁時吸気管温度Ｔｍ＿ｆｗｄ（ｋ）が算出される。
【０１４２】
Ｔｍ＿ｆｗｄ（ｋ）＝Ｐｍ＿ｆｗｄ／（Ｐｍ＿ｆｗｄ（ｋ）／Ｔｍ＿ｆｗｄ（ｋ））
続くステップ１０８では、吸気弁モデルにより閉弁時筒内吸入ガス流量ｍｃ＿ｆｗｄ（ｋ）が算出される。続くステップ１０９では、閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄ（ｋ）の算出ルーチンが実行される。このルーチンは図２４に示されている。
【０１４３】
図２４を参照すると、まずステップ１２０では、図２１のマップから到達必要時間ｔｄが算出され、続くステップ１２１では計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄが算出される。続くステップ１２２では図２０のマップから上述した式（１６）の時定数τが算出される。続くステップ１２３では、モデルＭＤＡＦＭのＥＧＲモデルで算出されたｍｅｇｒａｆｍが現時点吸気管吸入ガス流量ｍｅｇｒ＿ａｃｔ（ｋ）とされる。続くステップ１２４では、閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量仮定値ｍｅｇｒｓｍ（ｋ）が上述の式（１６）に基づいて算出される。
【０１４４】
続くステップ１２５では、到達必要時間ｔｄが計算閉弁時間間隔ｔｆｗｄ以上か否かが判別される。ｔｄ＜ｔｆｗｄのときには次いでステップ１２６に進み、時間差Δｔｆが算出される（＝ｔｆｗｄ−ｔｄ）。続くステップ１２７では、次式に基づいて閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄ（ｋ）が算出される。
【０１４５】
【数８】

【０１４６】
これに対し、ｔｄ≧ｔｆｗｄのときにはステップ１２５からステップ１２８に進み、時間差Δｔｆが算出される（＝ｔｄ−ｔｆｗｄ）。続くステップ１２９では、時間差Δｔｆに相当する計算回数Ｉｄｘが算出される（Ｉｄｘ＝ｒｏｕｎｄ（Δｔｆ／Δｔ））。続くステップ１３０では、上述した式（１７）に基づいて閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄ（ｋ）が算出される。
【０１４７】
再び図２３を参照すると、ステップ１１０では次式に基づいて閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄ（ｋ）が算出される。
【０１４８】
ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄ（ｋ）＝ｍｃ＿ｆｗｄ（ｋ）−ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄ（ｋ）
続くステップ１１１では吸気行程１回に要する時間ｔｉｖが算出され、続くステップ１１２では閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄ（ｋ）にｔｉｖを乗算することにより筒内充填新気量Ｍｃ＿ａｉｒが算出される（Ｍｃ＿ａｉｒ＝ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄ（ｋ）・ｔｉｖ）。続くステップ１１３では筒内充填新気量Ｍｃ＿ａｉｒに上述した定数ｋｋを乗算することにより機関負荷率ＫＬが算出される（ＫＬ＝ｋｋ・Ｍｃ＿ａｉｒ）。図示しない燃料噴射量算出ルーチンでは、燃料噴射量算出時期になると、上述した空燃比設定係数ｋＡＦが算出され、機関負荷率ＫＬに空燃比設定係数ｋＡＦを乗算することにより燃料噴射量ＱＦが算出される（ＱＦ＝ｋＡＦ・ＫＬ）。
【０１４９】
【発明の効果】
閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量をより正確に求めることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】内燃機関の全体図である。
【図２】ＥＧＲ枝管の詳細図である。
【図３】推定時期Ｅ及び吸気弁閉弁時期Ｖｉを説明するための図である。
【図４】閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄの推定方法を説明するための図である。
【図５】閉弁時筒内吸入新気流量ｍｃ＿ａｉｒ＿ｆｗｄの推定方法を説明するための図である。
【図６】各パラメータを説明するための図である。
【図７】吸気モデルＭＤを示す図である。
【図８】排気管温度Ｔｅを示す線図である。
【図９】筒内吸入ガス流量ｍｃを示す線図である。
【図１０】パラメータｋｉａ１，ｋｉａ２，ｋｉｂ，ｋｉｃを示す線図である。
【図１１】スロットルモデルを説明するための図である。
【図１２】スロットル弁の流量係数μｔ及び開口面積Ａｔを示す線図である。
【図１３】ＥＧＲモデルを説明するための図である。
【図１４】パラメータｋｄ１，ｋｄ２，ｋｅを示す線図である。
【図１５】パラメータｋｂを示す線図である。
【図１６】電子スロットルモデルを説明するための図である。
【図１７】基本目標スロットル開度θｔｔｇｔｂを示す線図である。
【図１８】ｍｔａｆｍを示す線図である。
【図１９】エアフローメータの部分詳細図である。
【図２０】時定数τを示す線図である。
【図２１】到達必要時間ｔｄを示す線図である。
【図２２】閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒの推定方法を説明するための図である。
【図２３】機関負荷率ＫＬの算出ルーチンを示すフローチャートである。
【図２４】閉弁時筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃ＿ｅｇｒ＿ｆｗｄ（ｋ）の算出ルーチンを示すフローチャートである。
【符号の説明】
１…機関本体
１２…吸気枝管
１７…スロットル弁
２２…ＥＧＲ制御弁
２３…ＥＧＲ枝管[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an exhaust gas recirculation gas amount estimation device for an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, there has been known an internal combustion engine in which an intake pipe and an exhaust pipe downstream of a throttle valve are connected to each other via an exhaust gas recirculation passage to supply exhaust gas recirculated gas into a cylinder.
[0003]
On the other hand, the intake pipe pressure, which is the pressure in the intake pipe downstream of the throttle valve, that is, the intake pipe pressure at the time of closing, which is the intake pipe pressure when the intake valve is closed, is predicted and reaches the cylinder at the intake valve closing time. An internal combustion engine is known which estimates the amount of fresh air to be taken in the cylinder when the valve is closed, which is the amount of fresh air to be sucked in based on the predicted intake pipe pressure when the valve is closed (see Patent Document 1). ). In this internal combustion engine, the valve closing intake pipe pressure is predicted in consideration of the influence of exhaust gas recirculation gas flowing into the intake pipe downstream of the throttle valve, and the valve closing cylinder intake fresh air amount is estimated. I have. (Refer to the third embodiment of Patent Document 1)
[Patent Document 1]
JP 2002-147279 A
[Patent Document 2]
JP 2000-27692 A
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, predicting the intake pipe pressure at the time of closing the valve means finding the intake pipe pressure ahead of the engine by a certain time, and cannot accurately predict the intake pipe pressure at the time of closing the valve during transient operation of the engine. Then, as long as it is based on the predicted valve-closing intake pipe pressure, the valve-closing in-cylinder intake fresh air amount may not be accurately estimated.
[0005]
Here, when the amount of exhaust gas recirculated gas that reaches the cylinder and is sucked in at the intake valve closing timing is referred to as the valve-closed in-cylinder intake exhaust gas recirculated gas amount, the predicted valve closing intake pipe The same can be said for the case of estimating the in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount when the valve is closed based on the pressure.
[0006]
That is, it is preferable to estimate the in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount at the time of closing the valve as far as possible without based on the predicted valve closing intake pipe pressure.
[0007]
Accordingly, an object of the present invention is to provide an exhaust gas recirculation gas amount estimating apparatus for an internal combustion engine, which can more accurately obtain the in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount when the valve is closed.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention, an intake pipe and an exhaust pipe downstream of a throttle valve are connected to each other through an exhaust gas recirculation passage to supply exhaust gas recirculated gas into a cylinder. Predicting, at a predetermined calculation time, a closing valve intake pipe pressure that is an intake pipe pressure that is a pressure in the intake pipe downstream of the throttle valve and that is an intake pipe pressure at the intake valve closing timing. At the same time, the closing-time in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount, which is the amount of exhaust gas recirculation gas that reaches the cylinder and is sucked in at the intake valve closing timing, is reduced to the predicted valve closing intake pipe pressure. Means for estimating the exhaust gas recirculation gas taken into the intake pipe from the exhaust gas recirculation passage at the calculation time and reaching the cylinder. Total until valve closing time Means for determining whether or not the time is longer than the valve closing time interval. When the required time is longer than the calculated valve closing time interval, closing is performed based on the predicted valve closing intake pipe pressure. It is prohibited to estimate the amount of the exhaust gas recirculated in the cylinder at the time of the valve.
[0009]
According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the current intake pipe pressure, which is the current intake pipe pressure, is repeatedly obtained, and the exhaust gas recirculated gas sucked into the intake pipe from the exhaust gas recirculation passage at the present time. Is the amount of in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas that is the amount of in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas when the valve is assumed to have reached the cylinder at the intake valve closing timing. Means for repeatedly estimating and storing based on the pipe pressure, and when the required arrival time is longer than the calculated valve closing time interval, the stored closed valve in-cylinder intake exhaust gas recirculation. Of the assumed gas amount values, the valve is closed based on the assumed value of the in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount estimated based on the current intake pipe pressure at the time point at which the required arrival time has elapsed from the intake valve closing time. In-cylinder suction and exhaust at valve So that to estimate the gas recirculation gas amount.
[0010]
According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect of the present invention, the apparatus further comprises means for calculating the calculated intake pipe pressure, which is the intake pipe pressure at the calculated time, at the calculation time, When the calculated valve closing time interval is shorter than the calculated valve closing time interval, the valve closing-time in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount is estimated based on the predicted valve closing intake pipe pressure and the calculated intake pipe pressure. .
[0011]
According to a fourth aspect of the present invention, an intake pipe and an exhaust pipe downstream of a throttle valve are connected to each other via an exhaust gas recirculation passage to supply exhaust gas recirculated gas into the cylinder. In the internal combustion engine as described above, at a predetermined calculation time, a means for calculating a calculated intake pipe pressure, which is an intake pipe pressure which is a pressure in the intake pipe downstream of the throttle valve, and which is an intake pipe pressure at the calculation time. The amount of in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas, which is the amount of exhaust gas recirculation gas that reaches the cylinder and is sucked in at the intake valve closing time, The closed-cylinder intake exhaust, which is the amount of in-cylinder intake exhaust gas recirculated gas when the valve is closed, assuming that the exhaust gas recirculated gas sucked into the intake pipe from the valve reaches the cylinder at the intake valve closing timing. Assumed gas recirculation gas amount Means for estimating the amount of in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas based on the valve closing-time in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount assumption value; and The required time, which is the time required for the exhaust gas recirculated gas sucked into the intake pipe from the exhaust gas recirculation passage to reach the cylinder at the time, is calculated from the calculation time to the intake valve closing time. Means for determining whether it is longer than the time interval.If the required time is longer than the calculated valve closing time interval, the valve closing in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount assumption value is Estimating the in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount on the basis of the valve closing time is prohibited.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
FIG. 1 shows a case where the present invention is applied to a spark ignition type internal combustion engine. However, the present invention can also be applied to a compression ignition type internal combustion engine.
[0013]
Referring to FIG. 1, reference numeral 1 denotes an engine body having, for example, four cylinders, 2 denotes a cylinder block, 3 denotes a cylinder head, 4 denotes a piston, 5 denotes a combustion chamber, 6 denotes an intake valve, 7 denotes an intake port, and 8 denotes exhaust. A valve, 9 is an exhaust port, 10 is a spark plug, and 11 is a fuel injection valve. The intake port 7 is connected to a surge tank 13 via a corresponding intake branch pipe 12, and the surge tank 13 is connected to an air cleaner 15 via an intake duct 14. An electronically controlled throttle valve 17 driven by a step motor 16 is arranged in the intake duct 14. In this specification, the intake duct downstream of the throttle valve 17, the surge tank 13, the intake branch pipe 12, and the intake port 7 may be referred to as an intake pipe.
[0014]
On the other hand, the exhaust port 11 is connected to a catalytic converter 20 via an exhaust manifold 18 and an exhaust pipe 19, and the catalytic converter 20 is connected to the atmosphere via a muffler (not shown).
[0015]
The exhaust manifold 18 and each intake branch pipe 12 are connected to each other via an exhaust gas recirculation (hereinafter, referred to as EGR) supply pipe 21, and an electrically controlled EGR control valve 22 is disposed in the EGR supply pipe 21. . In the internal combustion engine shown in FIG. 1, as shown in FIG. 2, an EGR supply pipe 21 downstream of the EGR control valve 22 is branched into EGR branches 23, and each EGR branch 23 is connected to the corresponding intake branch 12 respectively. Have been. In addition, a throttle 24 is provided at the outlet end of each EGR branch pipe 23 in order to suppress a variation in the amount of EGR gas supplied to each cylinder. Note that the EGR control valve 22 includes a step motor, and as the number of steps STP of the step motor increases, the opening of the EGR control valve 22 increases. That is, the step number STP indicates the opening degree of the EGR control valve 22.
[0016]
Further, the drive device 25 for driving the intake valve 6 can change the opening / closing operation of the intake valve 6, that is, for example, the opening / closing valve timing, and therefore, the overdrive in which the intake valve 6 and the exhaust valve 8 are simultaneously opened. The lap period can be changed. In the embodiment according to the present invention, the opening and closing of the intake valve 6 is set to a value VT that becomes zero when the opening and closing timing of the intake valve 6 is most retarded and increases as the opening and closing timing of the intake valve 6 is advanced. The valve timing is indicated.
[0017]
The electronic control unit 30 is composed of a digital computer, and is connected to each other by a bidirectional bus 31 such as a ROM (Read Only Memory) 32, a RAM (Random Access Memory) 33, a CPU (Microprocessor) 34, an input port 35 and an output port 36. Is provided. An air flow meter 39 for detecting a flow rate of fresh air flowing in the intake duct 14 is attached in the intake duct 14 upstream of the throttle valve 17. The throttle valve 17 is provided with a throttle opening sensor 40 for detecting the throttle opening θt. Further, a load sensor 42 for detecting a depression amount DEP of the accelerator pedal 41 is connected to the accelerator pedal 41. The depression amount of the accelerator pedal 41 indicates the required load. Further, an air temperature sensor 44 for detecting the atmospheric temperature Ta (K) is provided in the air flow meter 39, and an atmospheric pressure sensor 45 for detecting the atmospheric pressure Pa (kPa) is installed in the intake duct 14. . The output signals of these

sensors

39, 40, 42, 44, 45 are input to the input port 35 via the corresponding AD converters 37, respectively. Further, the input port 35 is connected to a crank angle sensor 43 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, by 30 °. The CPU 34 calculates the engine speed NE and the crank angle CA based on the output pulse of the crank angle sensor 43. On the other hand, the output port 36 is connected to the ignition plug 10, the fuel injection valve 11, the step motor 16, the EGR control valve 22, and the intake valve drive device 25 via a corresponding drive circuit 38, respectively. Is controlled based on the output signal of In the internal combustion engine shown in FIG. 1, fuel injection is performed in the order of # 1- # 3- # 4- # 2.
[0018]
In the internal combustion engine shown in FIG. 1, the fuel injection amount QF is calculated based on, for example, the following equation.
[0019]
QF = kAF · KL
Here, kAF indicates an air-fuel ratio setting coefficient, and KL indicates an engine load factor (%).
[0020]
The air-fuel ratio setting coefficient kAF is a coefficient representing the target air-fuel ratio, and decreases when the target air-fuel ratio increases, that is, when it becomes lean, and increases when the target air-fuel ratio decreases, that is, when it becomes rich. The air-fuel ratio setting coefficient kAF is stored in the ROM 32 in advance as a function of the engine operating state, for example, the required load and the engine speed.
[0021]
On the other hand, the engine load factor KL represents the amount of fresh air charged into each cylinder, and is defined by the following equation, for example.
[0022]
(Equation 1)

[0023]
Here, Mc_air is the in-cylinder charged fresh air amount (g), which is the amount of fresh air charged into the cylinder of each cylinder when the intake valve 6 is opened and then closed, and DSP is the exhaust gas of the engine. The amount (liter), NCYL indicates the number of cylinders, and ρastd indicates the air density (about 1.2 g / liter) in a standard state (1 atm, 25 ° C.). Further, kk represents a set of the respective constants, and the in-cylinder charged fresh air amount Mc_air is expressed by the following equation.
[0024]
Mc_air = KL / kk
Further, assuming that the flow rate of the fresh air sucked into the cylinder at the intake valve closing timing is the valve-closing in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd (g / sec), the in-cylinder charged fresh air amount Mc_air is expressed by the following equation. Is also represented.
[0025]
Mc_air = mc_air_fwd.tiv
Here, tiv represents the time (sec) required for one intake stroke in each cylinder.
[0026]
Therefore, in order to make the actual air-fuel ratio accurately coincide with the target air-fuel ratio, the engine load factor KL, the in-cylinder charged fresh air amount Mc_air, or the in-cylinder in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd may be accurately obtained. become. Hereinafter, a case where the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd at the time of valve closing is obtained will be described as an example.
[0027]
First, generally speaking, the total flow rate of fresh air and EGR gas sucked into the cylinder is defined as the in-cylinder intake gas flow rate mc (g / sec), and the flow rate of fresh air sucked into the cylinder is defined as the in-cylinder flow rate. Assuming that the intake fresh air flow rate is mc_air (g / sec) and the flow rate of the EGR gas sucked into the cylinder is the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr (g / sec), the following equation is established.
[0028]
mc = mc_air + mc_egr
Then, the in-cylinder intake gas flow rate mc at the intake valve closing timing is set to the in-cylinder intake gas flow rate mc_fwd (g / sec) when the valve is closed, and the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr at the intake valve closing timing is closed. Assuming that the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd (g / sec), the following equation is established.
[0029]
mc_fwd = mc_air_fwd + mc_egr_fwd
Therefore, in the embodiment according to the present invention, the in-cylinder intake gas flow rate mc_fwd when the valve is closed and the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd when the valve is closed are estimated. mc_air_fwd is estimated.
[0030]
mc_air_fwd = mc_fwd−mc_egr_fwd (1)
In the embodiment according to the present invention, the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd at the time of valve closing is repeatedly estimated at predetermined calculation time intervals Δt. Then, when a predetermined fuel injection amount QF calculation time comes, the fuel injection amount QF is calculated using the valve closing in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd estimated immediately before. That is, at the time indicated by arrow E in FIG. 3, the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd at the time of valve closing is estimated, and the fuel injection amount of the j-th cylinder indicated by arrow Fj (j = 1, 2, 3, 4) When the calculation time comes, the fuel injection amount QF is calculated using the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd estimated immediately before that. Accordingly, some of the valve closing in-cylinder intake fresh air flow rates mc_air_fwd estimated at each calculation time interval Δt are used for calculating the fuel injection amount QF, and some are not. This makes it possible to more accurately estimate the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd when the valve is closed.
[0031]
In this case, the intake valve closing timing is the intake valve closing timing of the cylinder for which the fuel injection amount is to be calculated next. That is, referring to FIG. 3 in which the intake valve closing timing of the j-th cylinder is indicated by an arrow Vj (j = 1, 2, 3, 4), for example, after the fuel injection amount QF of the first cylinder is calculated (F1 Until the fuel injection amount QF of the third cylinder is calculated (F3), the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd at the closing timing V3 of the intake valve of the third cylinder is estimated, and the third cylinder is estimated. After the fuel injection amount QF of the fourth cylinder is calculated (F3) and until the fuel injection amount QF of the fourth cylinder is calculated (F4), the cylinder closing time of the fourth cylinder at the intake valve closing timing V4 is closed. An intake fresh air flow rate mc_air_fwd is estimated.
[0032]
Here, when a time interval from the estimated time E of the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd at the time of closing the valve to the intake valve closing time Vj is referred to as a calculated valve closing time interval tfwd, at each of the estimated times E, This means that the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air at a point in time earlier by the calculated valve closing time interval tfwd is predicted.
[0033]
Next, a method of estimating the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air performed at each estimation time E will be schematically described first with reference to FIGS. 4 and 5. In the embodiment according to the present invention, two methods are employed to estimate the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd when the valve is closed.
[0034]
Note that the pressure in the intake pipe IM is defined as an intake pipe pressure Pm (kPa), and the temperature in the intake pipe IM is defined as an intake pipe pressure (K) Tm (see FIG. 6). Then, the intake pipe pressure Pm and the intake pipe temperature Tm at the estimation time E are respectively set to the current intake pipe pressure Pm_act and the current intake pipe temperature Tm_act, and the intake pipe pressure Pm and the intake pipe temperature Tm at the intake valve closing timing Vj are respectively set. It is assumed that the intake pipe pressure at valve closing is Pm_fwd and the intake pipe temperature at valve closing Tm_fwd. On the other hand, the flow rate of the EGR gas that passes through the throttle 24 and is drawn into the intake pipe IM is defined as an intake pipe suction EGR gas flow rate megr (g / sec). The intake EGR gas flow rate megr_act at the intake valve closing timing Vj and the intake pipe intake EGR gas flow rate megr_fwd at the time of closing the intake pipe are set as the intake EGR gas flow rate megr_act.
[0035]
First, referring to FIG. 4, at each estimation time E, the valve-closing intake pipe pressure Pm_fwd at the intake valve closing timing Vj ahead by the calculated valve closing time interval tfw is estimated (i). Next, a valve closing-time in-cylinder intake gas flow rate mc_fwd is estimated based on the valve closing-time intake pipe pressure Pm_fwd (ii).
[0036]
Further, at each estimation time E, the current intake pipe pressure Pm_act is further calculated (iii), and the current intake pipe intake EGR gas flow rate megr_act is calculated based on the current intake pipe pressure Pm_act (iv). The EGR gas sucked into the intake pipe IM travels while diffusing in the intake pipe IM, and then reaches the cylinder and is sucked. Here, the time required from when the EGR gas is drawn into the intake pipe IM to when the EGR gas reaches the cylinder is referred to as a required arrival time td. The intake EGR flow rate megr, megrsm, is calculated based on the current intake pipe intake EGR gas flow rate megr_act (v).
[0037]
If the time when the required arrival time td has elapsed from the estimation time E exactly matches the intake valve closing timing Vj, the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd at the time of closing the valve is represented by the above-mentioned megrsm. However, this is not always the case, and therefore, the megrsm is the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr assuming that the EGR gas sucked into the intake pipe IM at the estimated timing E reaches the cylinder at the intake valve closing timing Vj. Can be thought of as representing. Hereinafter, megrsm is referred to as an assumed value of the in-cylinder intake EGR gas flow rate when the valve is closed.
[0038]
Here, paying attention to the required arrival time td and the calculated valve closing time interval tfwd, the calculated valve closing time interval tfwd changes depending on the estimated timing E as shown in FIG. 3, and for example, the engine speed NE and the intake valve opening / closing valve timing VT Can also change. Further, the required arrival time td can also change depending on, for example, the engine speed NE as described later. Therefore, the required arrival time td may be shorter or longer than the calculated valve closing time interval tfwd.
[0039]
In the example shown in FIG. 4, the required arrival time td is shorter than the calculated valve closing time interval tfwd, that is, the EGR gas sucked into the intake pipe IM at the estimated timing E is shorter than the intake valve closing timing Vj. Reach inside the cylinder before. In this case, in the embodiment according to the present invention, the closing intake pipe intake gas flow rate megr_fwd which is the intake pipe intake EGR gas flow rate megr at the intake valve closing timing Vj is the closing intake pipe pressure Pm_fwd and the closing intake pipe temperature. It is estimated based on Tm_fwd (vi). Next, the valve-closing in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd is estimated based on the valve-closing intake pipe intake gas flow rate megr_fwd and the valve-closing in-cylinder intake EGR gas flow rate assumption value megrsm (vii).
[0040]
Thus, in this case, the valve-closing in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd is estimated based on the predicted valve-closing intake pipe pressure Pm_fwd.
[0041]
Finally, based on the valve closing in-cylinder intake gas flow rate mc_fwd and the valve closing in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd, the valve closing-time cylinder in-cylinder intake fresh air flow assumption value mc_air_fwd is calculated using the above equation (1). (Viii).
[0042]
On the other hand, FIG. 5 shows a case where the required arrival time td is longer than the calculated valve closing time interval tfwd. Also in this case, the valve-closing intake pipe pressure Pm_fwd is estimated (i), and the valve-closing in-cylinder intake gas flow rate mc_fwd is estimated based on this Pm_fwd (ii). Further, the current intake pipe pressure Pm_act is further calculated (iii), and the current intake pipe intake EGR gas flow rate megr_act is calculated based on the Pm_act (iv).
[0043]
As shown in FIG. 5, the fact that the required arrival time td is longer than the calculated valve closing time interval tfwd means that the EGR gas sucked into the intake pipe IM at the estimated time E already reaches the intake valve 6. This means that the intake valve 6 is closed, and the EGR gas sucked into the intake pipe IM at the estimated time E does not contribute to the valve-closing in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd. The situation is completely different from the case of td <tfwd shown in FIG.
[0044]
Therefore, in the embodiment according to the present invention, when td> tfwd, the valve-closing in-cylinder intake EGR based on the current intake pipe intake EGR gas flow rate megr_act or the valve closing in-cylinder intake EGR gas flow assumption value megrsm calculated at this time. The gas flow rate mc_egr_fwd is not estimated.
[0045]
In the example shown in FIG. 5, the required arrival time td is longer than the calculated valve closing time interval tfwd by the time difference Δtf (= | tfwd−td |). Here, if it is considered that the required arrival time td does not fluctuate significantly in a short time, the EGR gas sucked into the intake pipe IM a time difference Δtf earlier than the estimated time E becomes in-cylinder at the intake valve closing timing Vj. To reach.
[0046]
That is, the valve closing in-cylinder intake EGR gas flow rate assumption value megrsm (v ') calculated and stored at a point in time preceding the estimation time E by the time difference Δtf is the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr at the intake valve closing timing Vj. That is, it indicates that the valve-closed in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd.
[0047]
Therefore, in the embodiment according to the present invention, when td> tfwd, the in-cylinder in-cylinder intake EGR gas flow rate megrsm calculated and stored a time difference Δtf before the estimated timing E is stored in the in-cylinder in-cylinder intake EGR. The gas flow rate is mc_egr_fwd (vii '). Next, the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd when the valve is closed is estimated (viii).
[0048]
As described above, when td> tfwd, the in-cylinder suction at closing valve is performed based on the current intake pipe pressure Pm_act based on the current intake pipe pressure Pm_act without being based on the predicted closing valve intake pipe pressure Pm_fwd or the closing valve intake pipe intake EGR gas flow rate megr_fwd. EGR gas flow rate mc_egr_fwd is estimated. The pressure at the present time can be obtained more accurately than the pressure at a certain time ahead, and then, if the valve closing in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd is estimated based on the current pressure Pm_act, the valve closes more accurately. The in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd can be obtained.
[0049]
In other words, the calculation method of the valve closing in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd is selectively switched according to the length of the required arrival time td and the calculated valve closing time interval tfwd. Specifically, whether to estimate the in-cylinder in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd based on the predicted valve-closing intake pipe pressure Pm_fwd, or based on the predicted valve-closing intake pipe pressure Pm_fwd Can be switched.
[0050]
Next, a method of estimating the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd when the valve is closed will be described in detail.
[0051]
In the embodiment according to the present invention, the valve-closed in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd is estimated using the intake model MD shown in FIG. This intake model MD is composed of the following four models: MDV, MDCRT, MDCRSM, and MDAFM. Hereinafter, the ratio Pm / Tm between the intake pipe pressure Pm and the intake pipe temperature Tm is referred to as a pressure-temperature ratio pbyt.
[0052]
The model MDV uses an intake pipe model, an intake valve model, an electronic throttle model, a throttle model, and an EGR model, and uses an intake pipe pressure pmv, an intake pipe temperature tmv, and a pressure temperature ratio at a valve closing timing. pbytv is calculated.
[0053]
On the other hand, in the model MDCRT, the intake pipe pressure pmcrt, the intake pipe temperature tmcrt, and the pressure temperature ratio pbtcrt at the present time are calculated using the intake pipe model, the intake valve model, the throttle model, and the EGR model.
[0054]
In the model MDCRTSM, an intake pipe pressure pmcrtsm, an intake pipe temperature tmcrtsm, and a pressure temperature ratio pbtcrtsm at the present time are calculated using an intake pipe model, an intake valve model, and an AFM model.
[0055]
Further, in the model MDAFM, the intake pipe pressure pmafm, the intake pipe temperature tmafm, and the pressure temperature ratio pbtafm at the present time are calculated using the intake pipe model, the intake valve model, and the EGR model.
[0056]
First, an intake pipe model, an intake valve model, a throttle model, and an EGR model will be described.
[0057]
The intake pipe model will be described. In this intake pipe model, an intake pipe pressure Pm, an intake pipe temperature Tm, and a pressure-temperature ratio Pm / Tm are calculated.
[0058]
The intake pipe model of the embodiment according to the present invention focuses on the law of conservation of mass and the law of conservation of energy regarding the intake pipe IM. That is, as shown in FIG. 6, when the flow rate of fresh air passing through the throttle valve 17 and flowing into the intake pipe IM is assumed to be a fresh air flow rate mt (g / sec) passing through the throttle valve, the throttle of the EGR branch pipe 23 is restricted. The flow rate of the fresh air and the EGR gas flowing into the intake pipe IM after passing through the intake pipe IM is the intake pipe intake gas flow rate megr, and the fresh air flowing out of the intake pipe IM through the intake valve 6 and sucked into the cylinder. And the flow rate of the EGR gas is the in-cylinder intake gas flow rate mc. Therefore, the mass conservation law and the energy conservation law for the intake pipe IM are expressed by the following equations (2) and (3), respectively.
[0059]
(Equation 2)

[0060]
Here, Mm is the mass (g) of fresh air and EGR gas present in the intake pipe IM, t is time, and Vm is the volume (m ³ ), R represents a gas constant, and Te represents an exhaust pipe temperature (K) which is a temperature of exhaust gas in the exhaust manifold 18, respectively. Further, Cv represents the constant heat of fresh air and Cp represents the constant heat of fresh air. Strictly speaking, the constant volume specific heat and the constant pressure specific heat should be different from each other depending on whether only fresh air, only EGR gas, or a mixed gas of fresh air and EGR gas. However, it has been confirmed that treating the constant volume specific heat Cv and the constant pressure specific heat Cp as fresh air does not hinder practical use.
[0061]
Then, using the equation of state (Pm · Vm = Mm · R · Tm), the Meyer's relational equation (Cp = Cv + R), and the specific heat ratio κ (= Cp / Cv), the above equations (2) and (3) are obtained. ) Can be rewritten as the following equations (4) and (5).
[0062]
[Equation 3]

[0063]
Therefore, if these equations (4) and (5) are sequentially solved, the intake pipe pressure Pm and the pressure temperature ratio Pm / Tm can be calculated, and further, the intake pipe temperature Tm can be calculated (Tm = Pm). / (Pm / Tm)). In an actual calculation, the equations (4) and (5) are expressed as the following equations (6) and (7) using the calculation time interval Δt and the parameter k representing the number of calculations.
[0064]
(Equation 4)

[0065]
Here, the specific heat ratio κ, the gas constant R, and the intake pipe volume Vm are constant values, and the atmospheric temperature Ta is detected by the atmospheric temperature sensor 44. On the other hand, the exhaust pipe temperature Te can be detected by a sensor or the like, but the exhaust pipe temperature Te depends on the engine speed NE and the intake pipe intake gas flow rate megr, that is, as shown in FIG. It increases as the number NE increases, and increases as the intake pipe intake gas flow rate megr increases. Therefore, in the embodiment according to the present invention, the exhaust pipe temperature Te is obtained by an experiment in advance as a function of the engine speed NE and the intake pipe intake gas flow rate megr, and stored in the ROM 32 in the form of a map shown in FIG. The exhaust pipe temperature Te is calculated using this map.
[0066]
Further, the in-cylinder intake gas flow rate mc in Equations (4), (5) or Equations (6), (7) is calculated by an intake valve model. Next, the intake valve model will be described.
[0067]
According to the inventors of the present application, it has been confirmed that the relationship between the in-cylinder intake gas flow rate mc and the intake pipe pressure Pm can be expressed by two linear functions having different gradients and being continuous at the connection point. That is, as shown in FIG. 9, assuming that the two gradients are kia1 and kia2 and the intake pipe pressure and the in-cylinder intake gas flow rate at the connection point CPi are kib and kic, respectively, the in-cylinder intake gas flow rate mc in this case is It is expressed as in the following equation (8).
[0068]
mc = kia1 · (Pm−kib) + kic Pm ≦ kib
= Kia2 · (Pm−kib) + kic... Pm> kib (8)
Here, kia1, kia2, kib, and kic represent parameters, respectively. The parameters kia1, kia2, and kic are obtained by experiments as functions of the engine speed NE and the intake valve opening / closing valve timing VT, respectively, and kib is obtained by experiments as a function of the engine speed NE, respectively, as shown in FIGS. 10A and 10B. (C) and (D) are stored in the ROM 32 in advance in the form of maps.
[0069]
Accordingly, as can be seen from equations (6) and (7), the in-cylinder intake gas flow rate mc is calculated using the intake pipe pressure Pm and the pressure-temperature ratio Pm / Tm, and the calculated in-cylinder intake gas flow rate mc is used. The next intake pipe pressure Pm and pressure temperature ratio Pm / Tm are calculated.
[0070]
Next, a throttle model will be described. In this throttle model, a throttle valve passing fresh air flow rate mt is calculated.
[0071]
As shown in FIG. 11, considering the pressure and temperature upstream of the throttle valve 17 as the atmospheric pressure Pa and the atmospheric temperature Ta, and the pressure and temperature downstream of the throttle valve 17 as the intake pipe pressure Pm and the intake pipe temperature Tm, The passing fresh air flow rate mt is expressed by the following equation (9) using the linear velocity vt (m / sec) of fresh air passing through the throttle valve 17.
[0072]
mt = μt · At · vt · ρm (9)
Here, μt is a flow coefficient at the throttle valve 17, and At is an opening area of the throttle valve 17 (m ² ), Ρm is the density of fresh air downstream of the throttle valve 17, that is, in the intake pipe IM (kg / m ³ ) Respectively.
[0073]
The energy conservation law for fresh air before and after the throttle valve 17 is expressed by the following equation (10).
[0074]
v ² / 2 + Cp · Tm = Cp · Ta (10)
Further, considering that the intake pipe cross-sectional area is infinite and the fresh air velocity is zero upstream of the throttle valve 17 at infinity, the momentum conservation law for fresh air before and after the throttle valve 17 is given by the following equation (11). Is represented by
[0075]
ρm · v ² = Pa-Pm (11)
Therefore, the equation of state at the upstream of the throttle valve 17 (Pa = ρa · R · Ta, where ρa is the density of fresh air upstream of the throttle valve 17, that is, in the atmosphere (kg / m ³ )), The state equation downstream of the throttle valve 17 (Pm = ρm · R · Tm), and the above equations (9), (10) and (11), the throttle valve fresh air flow rate mt is given by the following equation (12). Is represented by
[0076]
(Equation 5)

[0077]
The flow coefficient μt and the opening area At are obtained in advance by experiments as functions of the throttle opening θt, respectively, and are stored in the ROM 32 in advance in the form of maps shown in FIGS.
[0078]
Next, the EGR model will be described. In this EGR model, the intake pipe intake EGR gas flow rate megr is calculated.
[0079]
As shown in FIG. 6, assuming that the flow rate of the EGR gas passing through the EGR control valve 22 is the control valve passing EGR gas flow rate megrv (g / sec), the intake pipe intake EGR gas flow rate megr is equal to the control valve passing EGR gas flow rate. Megrv can be considered. Therefore, it suffices to calculate the control valve passage EGR gas flow rate megrv.
[0080]
According to the present inventors, the relationship between the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_on and the intake pipe pressure Pm at the time of steady engine operation and when the EGR gas is being supplied, is such that the gradients are different from each other and are continuous at the connection point. It has been confirmed that it can be expressed by the two linear function expressions. That is, as shown in FIG. 13A, assuming that two gradients are ka_on1 and ka_on2, and the intake pipe pressure and the in-cylinder intake fresh air flow rate at the connection point CCon are respectively kb and kc_on, the in-cylinder intake in this case is assumed. The fresh air flow rate mc_air_on is represented by the following equation (13).
[0081]
mc_air_on = ka_on1 · (Pm−kb) + kc_on... Pm ≦ kb
= Ka_on2 · (Pm-kb) + kc_on ... Pm> kb ... (13)
Here, ka_on1 and ka_on2 are functions of the engine speed NE, the intake valve opening / closing valve timing VT, and the number of steps STP representing the opening degree of the EGR control valve 22, respectively, and kb is a function of the engine speed NE. kc_on is a function of the engine speed NE, the intake valve opening / closing valve timing VT, and the number of steps STP.
[0082]
Similarly, the relationship between the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_off and the intake pipe pressure Pm at the time of steady engine operation and when the EGR gas is not supplied is also two gradients different from each other and continuous at the connection point. It has been confirmed that it can be expressed by a linear function expression. That is, as shown in FIG. 13A, assuming that two gradients are ka_off1 and ka_off2, and the intake pipe pressure and the in-cylinder intake fresh air flow rate at the connection point CPoff are kb and kcoff, respectively, in-cylinder intake in this case. The fresh air flow rate mc_air_off is represented by the following equation (14).
[0083]
mc_air_off = ka_off1 · (Pm−kb) + kc_off... Pm ≦ kb
= Ka_off2 · (Pm-kb) + kc_off ... Pm> kb ... (14)
Here, ka_off1, ka_off2, and kc_off are functions of the engine speed NE. Note that kb in Expression (13) and kb in Expression (14) may be different from each other.
[0084]
Considering that only fresh air is charged into the cylinder when the EGR gas is not supplied, the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_off when the EGR gas is not supplied is sucked into the cylinder at this time. It can be considered that it represents the total amount of gas, that is, the in-cylinder intake gas flow rate mc.
[0085]
Here, considering that the in-cylinder intake gas flow rate mc does not change between when the EGR gas is supplied and when it is not supplied, the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_off when the EGR gas is not supplied is: This means that not only the in-cylinder intake gas flow rate mc when the EGR gas is not supplied, but also the in-cylinder intake gas flow rate mc when the EGR gas is supplied.
[0086]
Accordingly, the result Δmc_air (= mc_air_off-mc_air_on) obtained by subtracting the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_on when the EGR gas is supplied from the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_off when the EGR gas is not supplied is steady. This means that the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr (g / sec), which is the amount of EGR gas sucked into the cylinder during operation.
[0087]
In addition, at the time of steady operation, the control valve passing EGR gas flow rate megrv matches the in-cylinder intake EGR gas amount mc_egr. Therefore, the above-mentioned difference Δmc_air also indicates the control valve passage EGR gas flow rate megrv during the steady operation.
[0088]
Further, the difference Δmc_air also represents the control valve passing EGR gas flow rate megrv during the transient operation. That is, the control valve passing EGR gas flow rate megrv greatly depends on the pressure difference before and after the EGR control valve 22, that is, the difference between the exhaust pipe pressure Pe and the intake pipe pressure Pm, and the exhaust pressure Pe upstream of the EGR control valve 22 during the transient operation. In addition, considering that the exhaust gas temperature Te is not so different from Pe and Te during the steady operation, whether the steady-state operation or the transient operation is performed, if the intake pipe pressure Pm is determined, the control valve passing EGR gas flow rate megrv is determined. is there.
[0089]
As described above, the difference Δmc_air represents the EGR gas flow rate megrv passing through the control valve regardless of whether the engine is in the steady operation or the transient operation, and thus represents the intake pipe intake EGR gas flow megr.
[0090]
Here, if (ka_off1-ka_on1) is kd1, (ka_off2-ka_on2) is kd2, and (kc_off-kc_on) is ke, the difference Δmc_air, ie, the intake pipe intake EGR gas flow rate megr, is expressed by the following equation (15). Is done.
[0091]
megr = kd1 · (Pm−kb) + ke... Pm ≦ kb
= Kd2 · (Pm-kb) + ke ... Pm> kb ... (15)
FIG. 13B shows the intake pipe intake EGR gas flow rate megr in this case. In the embodiment according to the present invention, the intake pipe intake gas flow rate ke at the gradients kd1 and kd2 and the connection point CP is a function of the engine speed NE, the intake valve opening / closing valve timing VT, and the EGR control valve opening STP at the connection point CP. The intake pipe pressure kb is obtained in advance by an experiment as a function of the engine speed NE, and is stored in the ROM 32 in advance in the form of maps shown in FIGS. 14 (A), (B), (C) and FIG. The intake pipe intake EGR gas flow rate megr is calculated using (15).
[0092]
As can be seen from equation (15), the difference Δmc_air, the control valve passing EGR gas flow rate megrv, and the intake pipe intake EGR gas flow rate megr are also expressed by two linear function expressions having different gradients and continuous at the connection point. It will be done.
[0093]
Next, the models MDV, MDCRT, MDCRSM, and MDAFM will be described with reference to FIG.
[0094]
First, the model MDV will be described. In the throttle valve model of the model MDV, the intake pipe pressure pmv at the intake valve closing timing calculated by the intake pipe model of the model MDV and the throttle opening θt at the intake valve closing timing are calculated. A throttle valve passing fresh air flow rate mtv at the intake valve closing timing is calculated from the valve closing throttle opening θtv, the current engine speed NE, and the intake valve opening / closing valve timing VT at the present time. That is, in Expression (12), mt is set to mtv, θt for calculating the flow coefficient μt and the opening area At is set to θtv, and Pm is set to pmv. It should be noted that the engine speed NE and the intake valve opening / closing valve timing VT may be values at the present time instead of values at the intake valve closing timing.
[0095]
Here, the electronic throttle model will be briefly described. In the embodiment according to the present invention, the basic target throttle opening θttgtb is calculated based on the depression amount DEP of the accelerator pedal 41, and when a predetermined delay time tdly has elapsed, the basic target throttle opening θttgtb is changed to the target throttle opening θttgt. The throttle valve 17 is controlled such that the actual throttle opening θt matches the target throttle opening θttgt.
[0096]
That is, as shown in FIG. 16, the target throttle opening degree θttgt is changed with a delay time tdly with respect to the change in the depression amount DEP of the accelerator pedal 41. In this way, since the target throttle opening θttgt at the current time and the target throttle opening θttgt at the time earlier by the delay time tdly from the current time are known, the target throttle opening θttgt from the current time by the delay time tdly is known. It will be understood how the throttle opening θt changes. Here, the delay time tdly is set longer than a value that the calculated valve closing time interval tfwd can take.
[0097]
Therefore, in the electronic throttle model, the intake valve closing timing, that is, the calculated closing time interval tfwd from the current time, based on the target throttle opening θttgt at the current time, that is, the estimated time, and the target throttle opening θttgt ahead of the current time by the delay time tdly. The throttle opening θtv at the previous time is calculated. The basic target throttle opening θttgtb is stored in the ROM 32 in advance in the form of a map shown in FIG. 17 as a function of the depression amount DEP of the accelerator pedal 41.
[0098]
In the intake valve model of the model MDV, the intake valve is closed based on the intake pipe pressure pmv at the intake valve closing timing calculated by the intake pipe model of the model MDV, the current engine speed NE, and the intake valve opening / closing valve timing VT. The in-cylinder intake gas flow rate mcv at the timing is calculated. That is, in Expression (8), mc is set to mcv, and Pm is set to pmv.
[0099]
Further, in the EGR model of the model MDV, the intake pipe pressure pmv at the intake valve closing timing calculated by the intake pipe model of the model MDV, the current EGR control valve opening STP, the engine speed NE, and the intake valve opening / closing valve Based on the timing VT, the intake pipe intake EGR gas flow rate megrv at the intake valve closing timing is calculated. That is, in the equation (15), megr is set to megrv, and Pm is set to pmv.
[0100]
Further, in the intake pipe model of the model MDV, the throttle valve fresh air flow rate mtv at the intake valve closing timing calculated by the throttle model of the model MDV, and the intake air at the intake valve closing timing calculated by the EGR model of the model MDV. The intake pipe pressure pmv, intake pipe temperature tmv, and intake pipe temperature at the intake valve closing timing are calculated based on the pipe intake EGR gas flow rate megrv and the in-cylinder intake gas flow rate mcv at the intake valve closing timing calculated by the intake valve model of the model MDV. The pressure-temperature ratio pbytv is calculated. That is, in Equations (6) and (7), Pm is set to pmv, Tm is set to tmv, Pm / Tm is set to pbytv, mt is set to mtv, megr is set to megrv, and mc is set to mcv.
[0101]
Next, the model MDCRT will be described. In the throttle valve model of the model MDCRT, the current intake pipe pressure pmcrt calculated by the intake pipe model of the model MDCRT, the current throttle opening degree θt, the engine speed NE, and the intake valve opening / closing valve timing VT are used. The throttle valve passing fresh air flow rate mtcrt is calculated. That is, in the equation (12), mt is set to mtcrt, θt for calculating the flow coefficient μt and the opening area At is set to θt detected by the throttle opening sensor 40, and Pm is set to pmcrt.
[0102]
In the intake valve model of the model MDCRT, the current intake pipe pressure pmcrt calculated by the intake pipe model of the model MDCRT, the current engine speed NE and the intake valve opening / closing valve timing VT, and the current in-cylinder intake gas flow rate mccrt. Is calculated. That is, in Expression (8), mc is set to mccrt, and Pm is set to pmcrt.
[0103]
In the EGR model of the model MDCRT, the current intake pipe pressure pmcrt calculated by the intake pipe model of the model MDCRT, the current EGR control valve opening STP, the engine speed NE, and the intake valve opening / closing valve timing VT are used. The current intake pipe intake EGR gas flow rate megrcrt is calculated. That is, in the equation (15), megr is set to megrct, and Pm is set to pmcrt.
[0104]
Further, in the intake pipe model of the model MDCRT, the throttle valve fresh air flow rate mtcrt at the present time calculated by the throttle model of the model MDCRT, the intake pipe intake EGR gas flow rate megrct at the present time calculated by the EGR model of the model MDCRT, The current intake pipe pressure pmcrt, the intake pipe temperature tmcrt, and the pressure temperature ratio pbytcrt are calculated based on the current in-cylinder intake gas flow rate mccrt calculated by the intake valve model of the model MDCRT. That is, in Equations (6) and (7), Pm is set to pmcrt, Tm is set to tmcrt, Pm / Tm is set to pbytecrt, mt is set to mtcrt, megr is set to megrcrt, and mc is set to mccrt.
[0105]
Thus, mtcrt, pmcrt, etc. calculated by the model MDCRT are values calculated based on θt, STP, NE, VT representing the current engine operating state.
[0106]
Next, the model MDRCSM will be described. In the intake valve model of the model MDCRTSM, the in-cylinder intake gas flow rate mccrtsm at the present time is obtained based on the current intake pipe pressure pmcrt calculated by the intake pipe model of the model MDCRTSM, the current engine speed NE and the intake valve opening / closing valve timing VT. Is calculated. That is, in Expression (8), mc is set to mccrtsm, and Pm is set to pmcrtsm.
[0107]
Further, in the intake pipe model of the model MDCRTSM, the current throttle valve passage fresh air flow rate mtcrtsm calculated by the AFM model of the model MDCRTSM and the current intake pipe intake EGR gas flow rate megrctrt calculated by the EGR model of the model MDCRTSM described above. The current intake pipe pressure pmcrtsm, the intake pipe temperature tmcrtsm, and the pressure-temperature ratio pbytecrtsm are calculated based on the current in-cylinder intake gas flow rate mccrtsm calculated by the intake valve model of the model MDCRTSM. That is, in Equations (6) and (7), Pm is set to pmcrtsm, Tm is set to tmcrtsm, Pm / Tm is set to pbytecrtsm, mt is set to mtcrtsm, megr is set to megrctrtsm, and mc is set to mccrtsm.
[0108]
Here, the AFM model will be described. First, in the embodiment according to the present invention, the current flow rate mtafm of the fresh air passing through the throttle valve at the present time is calculated based on the output voltage VAFM of the air flow meter 39. The throttle valve passing fresh air flow rate mtafm is stored in the ROM 32 in advance in the form of a map shown in FIG.
[0109]
In the AFM model, the throttle calculated based on the output voltage VAFM of the air flow meter 39 when it is assumed that the actual throttle valve passing fresh air flow rate is the throttle valve passing fresh air flow rate mtcrt calculated by the throttle model of the model MDCRT. The valve passing fresh air flow rate mtcrtsm is calculated.
[0110]
More specifically, the air flow meter 39 includes a bypass passage through which part of fresh air flowing through the intake duct 14 is guided, and an intake air temperature detection resistor and a heating resistor disposed in the bypass passage. As shown in FIG. 19, these resistors include a bobbin 39a made of alumina and around which a platinum wire is wound, and the bobbin 39a is supported by a support 39c via a lead wire 39b. The platinum wire 39b on the bobbin 39a is covered with a glass coating.
[0111]
Electric power is applied to the heating resistor so that the temperature difference between the intake temperature detection resistor and the heating resistor is maintained constant. That is, for example, when the amount of fresh air passing through the air flow meter 39 increases, the amount of heat released from the intake air temperature detection resistor to the fresh air increases, and the power applied to the heating resistor increases accordingly. Therefore, the amount of fresh air passing through the air flow meter 39 can be determined based on the power applied to the heating resistor.
[0112]
In this case, in particular, there is a delay in heat radiation from the intake air temperature detecting resistor to the fresh air due to heat conduction between the fresh air and the glass coating 39d and between the fresh air and the support 39c. May have a response delay. In the AFM model, the throttle valve passing fresh air flow rate mtcrtsm is calculated in consideration of the response delay.
[0113]
Next, the model MDAFM will be described. In the intake valve model of the model MDAFM, the in-cylinder intake gas flow rate mcafm at the present time is obtained based on the current intake pipe pressure pmafm calculated by the intake pipe model of the model MDAFM, the current engine speed NE and the intake valve opening / closing valve timing VT. Is calculated. That is, in Expression (8), mc is set to mcafm, and Pm is set to pmafm.
[0114]
Further, in the EGR model of the model MDAFM, the intake pipe intake EGR gas flow rate at the present time is obtained based on the above-described current intake pipe pressure Pm_act, the current EGR control valve opening STP, the engine speed NE, and the intake valve opening / closing valve timing VT. The magnitude is calculated. That is, in the equation (15), megr is set to megrafm, and Pm is set to Pm_act.
[0115]
Further, in the intake pipe model of the model MDAFM, the new air flow rate mtafm at the present time calculated from the map shown in FIG. 18 based on the output voltage VAFM of the air flow meter 39 and the current time calculated by the EGR model of the model MDAFM. At the present time, the intake pipe pressure pmafm, the intake pipe temperature tmafm, and the pressure temperature ratio pbytafm are calculated from the intake pipe intake EGR gas flow rate megrafm at the present time and the current in-cylinder intake gas flow rate mcafm calculated by the intake valve model of the model MDAFM. Is done. That is, in the formulas (6) and (7), Pm is set to pmafm, Tm is set to tmafm, Pm / Tm is set to pbytafm, mt is set to mtafm, megr is set to megrafm, and mc is set to mcafm.
[0116]
In the intake model MD, the valve closing intake pipe pressure Pm_fwd is calculated based on the following equation.
[0117]
Pm_fwd = pmv- (pmcrtsm-pmafm)
In this way, the value obtained by subtracting pmafm from pmcrtsm from pmv, instead of pmv, is used as the valve-closing intake pipe pressure Pm_fwd. This is done for the following reasons.
[0118]
That is, in the above-described models, calculation is performed under various assumptions, and therefore, the calculation results of each model may include errors. However, this error is represented by the difference (pmcrtsm-pmafm). Therefore, the result obtained by subtracting (pmcrtsm-pmafm) from pmv accurately represents the valve-closing intake pipe pressure Pm_fwd.
[0119]
Therefore, in the embodiment according to the present invention, first, pmv is calculated, and then the final valve closing intake pipe pressure Pm_fwd is calculated.
[0120]
Similarly, the current intake pipe pressure Pm_act is calculated based on the following equation.
[0121]
Pm_act = pmcrt- (pmcrtsm-pmafm)
Further, the ratio Pm_fwd / Tm_fwd between the valve closing intake pipe pressure Pm_fwd and the valve closing intake pipe temperature Tm_fwd and the ratio Pm_act / Tm_act between the current intake pipe pressure Pm_act and the current intake pipe temperature Tm_act are represented by the following equations.
[0122]
Pm_fwd / Tm_fwd = pbytv− (pbytetrtsm−pbytafm)
Pm_act / Tm_act = pbytecrt- (pbytecrtsm-pbytafm)
Next, the valve closing-time in-cylinder intake gas flow rate mc_fwd is calculated using the above-described intake valve model, based on the valve closing-time intake pipe pressure Pm_fwd thus calculated. That is, in Expression (8), mc is set to mc_fwd, and Pm is set to Pm_fwd (see (ii) in FIGS. 4 and 5).
[0123]
Further, based on the current intake pipe pressure Pm_act, the current intake pipe intake gas flow rate megr_act is calculated using the above-described EGR model. This current intake pipe intake gas flow rate megr_act matches megrafm calculated by the EGR model of the model MDAFM, and this megrafm is set as megr_act.
[0124]
Next, a first-order lag-in-cylinder intake EGR gas flow rate megrsm is calculated by first-order lag processing of the current intake pipe intake EGR gas flow rate megr_act. That is, the assumed value of the in-cylinder intake EGR gas flow rate megrsm when the valve is closed is calculated based on the following equation (16) (see (v) in FIGS. 4 and 5).
[0125]
(Equation 6)

[0126]
Here, τ represents a time constant. This time constant τ is stored in the ROM 32 in advance in the form of a map shown in FIG. 20 as a function of the engine speed NE.
[0127]
Next, the required arrival time td is calculated based on the engine speed NE. The required arrival time td is stored in the ROM 32 in advance in the form of a map shown in FIG. 21 as a function of the engine speed NE. Further, the calculated valve closing time interval tfwd is calculated based on the difference between the crank angle at the estimated timing E and the crank angle at the intake valve closing timing Vi, and the engine speed NE.
[0128]
Next, it is determined whether or not the required arrival time td is longer than the calculated valve closing time interval tfwd. As shown in FIG. 4, when td <tfwd, the valve-closed intake pipe intake EGR gas flow rate megr_fwd is calculated from the valve-closed intake pipe pressure Pm_fwd using the EGR model (see (vi) in FIG. 4). This valve-closing intake pipe intake EGR gas flow rate megr_fwd matches the megrv calculated by the EGR model of the model MDV described above, and this megrv is set to megr_fwd.
[0129]
Next, the valve closing-time in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd is estimated based on the valve closing-time in-cylinder intake EGR gas flow rate megrsm and the valve closing-time intake pipe intake EGR gas flow rate megr_fwd ((vii in FIG. 4). )reference).
[0130]
To be more specific with reference to FIG. 22, as described above, the valve closing-time in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd at the timing X after the required time td has elapsed from the estimated timing E can be considered to be megrsm. . On the other hand, if it is considered that the engine operation state at the intake valve closing timing Vi is continued thereafter, the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr after the intake valve closing timing Vi becomes equal to the intake pipe IM at the intake valve closing timing Vi. Converges on the flow rate of the EGR gas sucked into the inside, that is, megr_fwd.
[0131]
Therefore, the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd at the intake valve closing timing Vi is the time Δtf (= tfwd-td) from the timing X when the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr increases from megrsm to megr_fwd. Is the value of
[0132]
Accordingly, in this case, the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd at the time of valve closing can be calculated based on the following equation.
[0133]
(Equation 7)

[0134]
In contrast, when td> tfwd as shown in FIG. 5, the number of calculations Idx corresponding to the time difference Δtf (= td−tfwd) is calculated based on the following equation.
[0135]
Idx = round (Δtf / Δt)
Here, round (x) represents a function for obtaining a value obtained by rounding x.
[0136]
Then, the valve closing in-cylinder intake EGR gas flow rate assumed value megrsm calculated and stored Idx before the current number of calculations is set to the valve closing in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd. That is, the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd (k) at the time of closing the valve in the k-th calculation is expressed by the following equation (17).
[0137]
mc_egr_fwd (k) = megrsm (k-Idx) (17)
FIG. 23 shows an engine load factor KL calculation routine according to the embodiment of the present invention. This routine is executed by interruption at the above-described calculation time interval Δt.
[0138]
Referring to FIG. 23, first, in step 100, the parameter k is incremented by one. In the following step 101, pmcrt (k) and pbytcrt (k) are calculated by the model MDCRT, and in the following step 102, pmcrtsm (k) and pbytcrtsm (k) are calculated by the model MDCRTSM. In the following step 103, pmafm (k) and pbytafm (k) are calculated by the model MDAFM, and in the subsequent step 104, pmv (k) and pbytv (k) are calculated by the model MDV.
[0139]
In the following step 105, the valve closing intake pipe pressure Pm_fwd (k) is calculated based on the following equation.
[0140]
Pm_fwd (k) = pmv (k)-(pmcrtsm (k) -pmafm (k))
In the following step 106, Pm_fwd (k) / Tm_fwd (k) is calculated based on the following equation.
[0141]
Pm_fwd (k) / Tm_fwd (k) = pbytetv (k)-(pybtcrtsm (k) -pbytafm (k))
In the following step 107, the valve closing intake pipe temperature Tm_fwd (k) is calculated based on the following equation.
[0142]
Tm_fwd (k) = Pm_fwd / (Pm_fwd (k) / Tm_fwd (k))
In the following step 108, the valve-closed in-cylinder intake gas flow rate mc_fwd (k) is calculated by the intake valve model. In the following step 109, a routine for calculating the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd (k) when the valve is closed is executed. This routine is shown in FIG.
[0143]
Referring to FIG. 24, first, in step 120, the required arrival time td is calculated from the map of FIG. 21, and in the following step 121, the calculated valve closing time interval tfwd is calculated. In the following step 122, the time constant τ of the above equation (16) is calculated from the map of FIG. In the following step 123, megrfm calculated by the EGR model of the model MDAFM is set as the current intake pipe intake gas flow rate megr_act (k). In the following step 124, the assumed value of the in-cylinder intake EGR gas flow rate megrsm (k) at the time of closing the valve is calculated based on the above equation (16).
[0144]
In the following step 125, it is determined whether the required arrival time td is equal to or longer than the calculated valve closing time interval tfwd. When td <tfwd, the routine proceeds to step 126, where the time difference Δtf is calculated (= tfwd−td). In the following step 127, the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd (k) is calculated based on the following equation.
[0145]
(Equation 8)

[0146]
On the other hand, when td ≧ tfwd, the process proceeds from step 125 to step 128, and the time difference Δtf is calculated (= td−tfwd). In the following step 129, the number of calculations Idx corresponding to the time difference Δtf is calculated (Idx = round (Δtf / Δt)). In the following step 130, the valve-closing-in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd (k) is calculated based on the above equation (17).
[0147]
Referring again to FIG. 23, in step 110, the valve closing in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd (k) is calculated based on the following equation.
[0148]
mc_air_fwd (k) = mc_fwd (k) -mc_egr_fwd (k)
In the following step 111, the time tiv required for one intake stroke is calculated, and in the following step 112, the in-cylinder charged fresh air amount Mc_air is calculated by multiplying the valve closing in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd (k) by tiv. (Mc_air = mc_air_fwd (k) · tiv). In the following step 113, the engine load factor KL is calculated by multiplying the in-cylinder charged fresh air amount Mc_air by the constant kk described above (KL = kk · Mc_air). In a fuel injection amount calculation routine (not shown), at the fuel injection amount calculation time, the above-described air-fuel ratio setting coefficient kAF is calculated, and the fuel injection amount QF is calculated by multiplying the engine load factor KL by the air-fuel ratio setting coefficient kAF. (QF = kAF · KL).
[0149]
【The invention's effect】
When the valve is closed, the in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount can be obtained more accurately.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall view of an internal combustion engine.
FIG. 2 is a detailed view of an EGR branch pipe.
FIG. 3 is a diagram for explaining an estimated timing E and an intake valve closing timing Vi.
FIG. 4 is a view for explaining a method of estimating a valve-closed in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd.
FIG. 5 is a diagram for explaining a method of estimating the in-cylinder intake fresh air flow rate mc_air_fwd when the valve is closed.
FIG. 6 is a diagram for explaining each parameter.
FIG. 7 is a diagram showing an intake model MD.
FIG. 8 is a diagram showing an exhaust pipe temperature Te.
FIG. 9 is a diagram showing an in-cylinder intake gas flow rate mc.
FIG. 10 is a diagram showing parameters kia1, kia2, kib, and kic.
FIG. 11 is a diagram illustrating a throttle model.
FIG. 12 is a diagram showing a flow coefficient μt and an opening area At of a throttle valve.
FIG. 13 is a diagram for explaining an EGR model.
FIG. 14 is a diagram showing parameters kd1, kd2, and ke.
FIG. 15 is a diagram showing a parameter kb.
FIG. 16 is a diagram for explaining an electronic throttle model.
FIG. 17 is a diagram showing a basic target throttle opening degree θttgtb.
FIG. 18 is a diagram showing mtafm.
FIG. 19 is a partial detailed view of the air flow meter.
FIG. 20 is a diagram showing a time constant τ.
FIG. 21 is a diagram showing a required arrival time td.
FIG. 22 is a diagram for explaining a method of estimating the in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr when the valve is closed.
FIG. 23 is a flowchart showing a routine for calculating an engine load factor KL.
FIG. 24 is a flowchart showing a routine for calculating a valve closing in-cylinder intake EGR gas flow rate mc_egr_fwd (k).
[Explanation of symbols]
1. Engine body
12 ... Intake branch pipe
17 ... Throttle valve
22 ... EGR control valve
23 ... EGR branch pipe

Claims

スロットル弁下流の吸気管と排気管とを排気ガス再循環通路を介し互いに接続して排気ガス再循環ガスを筒内に供給するようにした内燃機関において、予め定められた計算時期において、スロットル弁下流の吸気管内の圧力である吸気管圧力であって、吸気弁閉弁時期における吸気管圧力である閉弁時吸気管圧力を予測すると共に、吸気弁閉弁時期に筒内に到達して吸入される排気ガス再循環ガスの量である閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を該予測された閉弁時吸気管圧力に基づいて推定する手段と、前記計算時期に排気ガス再循環通路から吸気管内に吸入された排気ガス再循環ガスが筒内に到達するのに要する時間である到達必要時間が、前記計算時期から吸気弁閉弁時期までの計算閉弁時間間隔よりも長いか否かを判断する手段と、を具備し、該到達必要時間が該計算閉弁時間間隔よりも長いときには、前記予測された閉弁時吸気管圧力に基づいて閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を推定するのを禁止するようにした排気ガス再循環ガス量推定装置。In an internal combustion engine in which an intake pipe and an exhaust pipe downstream of a throttle valve are connected to each other via an exhaust gas recirculation passage to supply exhaust gas recirculation gas into a cylinder, a throttle valve is provided at a predetermined calculation time. The intake pipe pressure which is the pressure in the downstream intake pipe and the intake pipe pressure at the time of closing which is the intake pipe pressure at the intake valve closing timing are predicted, and the intake pipe pressure reaches the inside of the cylinder at the intake valve closing timing and is sucked. Means for estimating the amount of in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas which is the amount of exhaust gas recirculation gas to be closed based on the predicted intake valve pressure at the time of valve closing; and Is the required arrival time, which is the time required for the exhaust gas recirculated gas sucked into the intake pipe from the passage to reach the inside of the cylinder, longer than the calculated valve closing time interval from the calculation time to the intake valve closing time? Means to determine whether When the required time is longer than the calculated valve closing time interval, it is necessary to estimate the valve closing-time in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount based on the predicted valve closing-time intake pipe pressure. An exhaust gas recirculation gas amount estimation device that is prohibited.

現時点における吸気管圧力である現時点吸気管圧力を繰り返し求めると共に、現時点に排気ガス再循環通路から吸気管内に吸入された排気ガス再循環ガスが吸気弁閉弁時期に筒内に到達したと仮定したときの閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量である閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値を、該現時点吸気管圧力に基づいて繰り返し推定し記憶しておく手段と、を更に具備し、前記到達必要時間が前記計算閉弁時間間隔よりも長いときには、記憶されている閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値のうち、吸気弁閉弁時期から前記到達必要時間だけ遡った時点での現時点吸気管圧力に基づき推定された閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値に基づいて閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を推定するようにした請求項１に記載の内燃機関の排気ガス再循環ガス量推定装置。The current intake pipe pressure, which is the current intake pipe pressure, is repeatedly obtained, and it is assumed that the exhaust gas recirculated gas sucked into the intake pipe from the exhaust gas recirculation passage at this time reaches the cylinder at the intake valve closing timing. Means for repeatedly estimating and storing a valve closing in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount assumed value that is the valve closing in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount based on the current intake pipe pressure; And when the required arrival time is longer than the calculated valve closing time interval, the stored valve closing in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount assumed value from the intake valve closing timing is the The in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount is estimated based on the valve closing in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount estimated value based on the current intake pipe pressure at the point in time when the required time has elapsed. Claim 1 Exhaust gas recirculation gas amount estimation apparatus for an internal combustion engine mounting.

前記計算時期において該計算時期における吸気管圧力である計算時吸気管圧力を求める手段を更に具備し、前記到達必要時間が前記計算閉弁時間間隔よりも短いときには、前記予測された閉弁時吸気管圧力と該計算時吸気管圧力とに基づいて閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を推定するようにした請求項１又は２に記載の内燃機関の排気ガス再循環ガス量推定装置。Means for calculating a calculated intake pipe pressure, which is the intake pipe pressure at the calculated time, at the calculation time, wherein when the required arrival time is shorter than the calculated valve closing time interval, the predicted valve closed intake time is calculated. 3. An exhaust gas recirculation gas amount estimating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the valve-closed in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount is estimated based on the pipe pressure and the calculated intake pipe pressure. .

スロットル弁下流の吸気管と排気管とを排気ガス再循環通路を介し互いに接続して排気ガス再循環ガスを筒内に供給するようにした内燃機関において、予め定められた計算時期において、スロットル弁下流の吸気管内の圧力である吸気管圧力であって、該計算時期における吸気管圧力である計算時吸気管圧力を求める手段と、吸気弁閉弁時期に筒内に到達して吸入される排気ガス再循環ガスの量である閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量であって、前記計算時期に排気ガス再循環通路から吸気管内に吸入された排気ガス再循環ガスが吸気弁閉弁時期に筒内に到達したと仮定したときの閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量である閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値を、該計算時吸気管圧力に基づいて推定する手段と、該閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値に基づいて閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を推定する手段と、前記計算時期に排気ガス再循環通路から吸気管内に吸入された排気ガス再循環ガスが筒内に到達するのに要する時間である到達必要時間が、前記計算時期から吸気弁閉弁時期までの計算閉弁時間間隔よりも長いか否かを判断する手段と、を具備し、該到達必要時間が該計算閉弁時間間隔よりも長いときには、前記閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量仮定値に基づいて閉弁時筒内吸入排気ガス再循環ガス量を推定するのを禁止するようにした排気ガス再循環ガス量推定装置。In an internal combustion engine in which an intake pipe and an exhaust pipe downstream of a throttle valve are connected to each other via an exhaust gas recirculation passage to supply exhaust gas recirculation gas into a cylinder, a throttle valve is provided at a predetermined calculation time. Means for obtaining the intake pipe pressure at the time of calculation, which is the intake pipe pressure at the calculation timing, which is the intake pipe pressure at the downstream intake pipe, and exhaust gas that reaches the cylinder at the intake valve closing timing and is sucked. The amount of gas recirculation gas, which is the amount of in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas when the valve is closed, and the exhaust gas recirculation gas sucked into the intake pipe from the exhaust gas recirculation passage at the time of the calculation is the intake valve closing time. The valve closing cylinder in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount assumed value, which is the valve closing cylinder in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount when it is assumed to have reached the cylinder at the time, is calculated based on the intake pipe pressure during the calculation. Means for estimating the Means for estimating the in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount based on the assumed intake gas recirculation gas amount value, and exhaust gas recirculation sucked into the intake pipe from the exhaust gas recirculation passage at the time of the calculation. Means for determining whether the required arrival time, which is the time required for the gas to reach the cylinder, is longer than the calculated closing time interval from the calculation time to the intake valve closing time, When the required time is longer than the calculated valve closing time interval, the valve closing in-cylinder intake exhaust gas recirculation gas amount is estimated based on the valve closing in-cylinder intake exhaust gas recirculating gas amount assumed value. Exhaust gas recirculation gas amount estimating device that prohibits