JP2005127229A - Fuel injection quantity control device for engine - Google Patents

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  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To shorten an engine development period by making a second conformance test unnecessary even if layout change or the like of a fuel injection valve is performed. <P>SOLUTION: This control device includes the fuel injection valve 21 injecting fuel into an intake port 4 or a combustion chamber 5, a means 43, 45 estimating base characteristics relating to evaporation of wall flow fuel formed by adhesion of spray injected from the fuel injection valve 21 on a wall surface in the combustion chamber and effective temperature contributing evaporation mentioned before during a predetermined section in a single cycle, and means 44, 46 estimating effective pressure front contributing evaporation mentioned before during the predetermined section in the single cycle, and is provided with a means 31 calculating evaporation quantity or evaporation rate of the wall flow fuel formed in the combustion chamber during the predetermined section in the single cycle by using the base characteristics from effective temperature or effective pressure, and a means 31 calculating quantity of fuel injected from the fuel injection valve by using the calculated evaporation quantity or evaporation rate. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

本発明は、エンジンの燃料噴射量制御装置に関する。   The present invention relates to an engine fuel injection amount control device.

燃料噴射弁による噴射燃料の壁面付着率Rm(k)と、その付着燃料の残留率Pm(k)とからなる燃料挙動を表すパラメータを吸気圧の変化度合に基づいて可変に設定し、その燃料挙動パラメータを用いて燃料噴射量を補正するようにしたものがある(特許文献1参照)。また、シリンダ付着燃料量を算出するに際してシリンダ壁温を推定するものがある(特許文献2参照)。
特開平9−303173号公報 特開平11−218043号公報
A parameter representing the fuel behavior consisting of the wall adhesion rate Rm (k) of the fuel injected by the fuel injection valve and the residual rate Pm (k) of the adhering fuel is variably set based on the degree of change in the intake pressure. There is one in which the fuel injection amount is corrected using a behavior parameter (see Patent Document 1). Also, there is one that estimates the cylinder wall temperature when calculating the amount of fuel adhering to the cylinder (see Patent Document 2).
JP-A-9-303173 JP 11-218043 A

ところで、燃料噴射弁から噴射される噴霧は燃焼室内の壁面に付着して液状のまま流れる、いわゆる燃料壁流を形成し、この燃焼室内に形成される壁流燃料からはその一部が燃焼室の気中に蒸発する。この燃焼室内に形成される壁流燃料の蒸発に関わる基本特性を決定しておけば、例えば燃料噴射弁のレイアウトの変更で噴霧の付着する場所が変わったことにより燃焼室内に形成される壁流燃料からの蒸発量が異なっても、その同じ基本特性を用いて燃焼室内の気中に蒸発する蒸発量を算出することが可能となり、再度の実験適合が必要でなくなり、適合工数が大幅に低減でき、適合に要する期間も短縮できる。   By the way, the spray injected from the fuel injection valve forms a so-called fuel wall flow that adheres to the wall surface in the combustion chamber and flows in a liquid state, and a part of the wall flow fuel formed in the combustion chamber is a combustion chamber. Evaporates in the air. If the basic characteristics related to the evaporation of the wall flow fuel formed in the combustion chamber are determined, for example, the wall flow formed in the combustion chamber due to the change in the location where the spray adheres due to the change in the layout of the fuel injection valve. Even if the amount of evaporation from the fuel is different, it is possible to calculate the amount of evaporation that evaporates in the combustion chamber using the same basic characteristics, eliminating the need for re-experimental adaptation and greatly reducing the number of man-hours for adaptation. And the time required for adaptation can be shortened.

しかしながら、上記の特許文献1は個別のエンジン毎の適合実験に要する適合工数を削減できるものでない。すなわち、特許文献1では上記の壁面付着率Rm(k)や付着燃料の残留率Pm(k)の適合を実験によっているので、例えば一つのエンジンに対して上記の壁面付着率Rm(k)や付着燃料の残留率Pm(k)の適合を実験により完了した後に、その一つのエンジンに備えていた燃料噴射弁にレイアウトの変更があると、同じエンジンでありながら再度同じ工数の実験適合が必要となる。   However, the above-mentioned Patent Document 1 cannot reduce the man-hours required for the adaptation experiment for each individual engine. That is, in Patent Document 1, since the adaptation of the wall surface adhesion rate Rm (k) and the adhered fuel residual rate Pm (k) is experimentally performed, for example, the wall surface adhesion rate Rm (k) After the adaptation of the residual rate Pm (k) of the adhered fuel is completed by experiment, if the layout of the fuel injection valve provided in that one engine is changed, the experiment adaptation of the same man-hour is required again even though it is the same engine. It becomes.

そこで本発明は、燃焼室内に形成される壁流燃料の蒸発に関わる基本特性を決定しておくことにより、燃料噴射弁のレイアウトの変更があっても、再度の適合実験を不要としてエンジン開発時間の短縮を図ることを目的とする。   Therefore, the present invention determines the basic characteristics related to the evaporation of the wall flow fuel formed in the combustion chamber, so that even if the layout of the fuel injection valve is changed, it is not necessary to conduct a re-conformance experiment, and the engine development time It aims at shortening.

一方、燃焼室内に形成される壁流燃料からの蒸発量(または蒸発率)としては吸気終了から点火による燃焼までの区間に蒸発して燃焼に寄与する蒸発量または蒸発率(V0、W0)や燃焼が完了してから排気終了までの区間に蒸発し燃焼に寄与せずに排出される蒸発量または蒸発率(V1、W1)を算出したいという要求がある。   On the other hand, the evaporation amount (or evaporation rate) from the wall flow fuel formed in the combustion chamber is evaporated in the section from the end of intake to the combustion by ignition, or the evaporation amount or evaporation rate (V0, W0) contributing to combustion. There is a demand for calculating the evaporation amount or evaporation rate (V1, W1) that evaporates in the section from the completion of combustion to the end of exhaust and is discharged without contributing to combustion.

ここで、吸気終了から点火による燃焼までの区間や燃焼が完了してから排気終了までの区間は1サイクル中の所定区間である。   Here, the section from the end of intake to the combustion by ignition and the section from the end of combustion to the end of exhaust are predetermined sections in one cycle.

そこで本発明は、1サイクル中の所定区間での蒸発に寄与する実効温度(Tc、Te)や1サイクル中の所定区間での前記蒸発に寄与する実効圧力(Pc、Pe)を推定することにより、燃焼室内に形成される壁流燃料からの1サイクル中の所定区間での蒸発量の算出精度を高めることをも目的とする。   Therefore, the present invention estimates the effective temperature (Tc, Te) contributing to evaporation in a predetermined section in one cycle and the effective pressure (Pc, Pe) contributing to the evaporation in a predetermined section in one cycle. Another object of the present invention is to increase the calculation accuracy of the evaporation amount in a predetermined section in one cycle from the wall flow fuel formed in the combustion chamber.

なお、上記の特許文献2はシリンダ壁温をエンジン水温に応じた値を初期値として指数関数で与えるものに過ぎず、本発明のように、1サイクル中の所定区間での蒸発に寄与する実効温度(Tc、Te)や1サイクル中の所定区間での蒸発に寄与する実効圧力(Tc、Te)を考慮するものでない。   Note that the above-mentioned Patent Document 2 merely gives the cylinder wall temperature as an exponential function with a value corresponding to the engine water temperature as an initial value, and as in the present invention, it is effective to contribute to evaporation in a predetermined section in one cycle. It does not consider the temperature (Tc, Te) or the effective pressure (Tc, Te) that contributes to evaporation in a predetermined section in one cycle.

本発明は、吸気ポート内または燃焼室内に燃料を噴射する燃料噴射弁と、この燃料噴射弁から噴射される噴霧が燃焼室内の壁面に付着して形成される壁流燃料の蒸発に関わる基本特性(図13参照)と、1サイクル中の所定区間での前記蒸発に寄与する実効温度(Tc、Te)を推定する実効温度推定手段と、1サイクル中の所定区間での前記蒸発に寄与する実効圧力(Pc、Pe)を推定する実効圧力推定手段とを有し、この実効温度(Tc、Te)または実効圧力(Pc、Pe)から前記基本特性を用いて燃焼室内に形成される前記壁流燃料からの1サイクル中の所定区間での蒸発量または蒸発率(V0、W0、V1、W1)を算出する量・率算出手段と、この算出された蒸発量または蒸発率(V0、W0、V1、W1)を用いて前記燃料噴射弁からの燃料噴射量を算出する燃料噴射量算出手段とを備える。   The present invention relates to a fuel injection valve that injects fuel into an intake port or a combustion chamber, and basic characteristics related to evaporation of wall-flow fuel formed by the spray injected from the fuel injection valve adhering to the wall surface of the combustion chamber (See FIG. 13), effective temperature estimating means for estimating the effective temperature (Tc, Te) contributing to the evaporation in a predetermined section in one cycle, and effective contributing to the evaporation in the predetermined section in one cycle Effective wall pressure estimating means for estimating pressure (Pc, Pe), and the wall flow formed in the combustion chamber from the effective temperature (Tc, Te) or effective pressure (Pc, Pe) using the basic characteristics. An amount / rate calculating means for calculating the evaporation amount or evaporation rate (V0, W0, V1, W1) in a predetermined section in one cycle from the fuel, and the calculated evaporation amount or evaporation rate (V0, W0, V1) , W1) And a fuel injection amount calculating means for calculating a fuel injection amount from the injector.

本発明によれば、例えば燃料噴射弁のレイアウトで噴霧の付着場所が変わり、燃焼室内に形成される壁流燃料からの蒸発量が異なる場合においても、燃焼室内に形成される壁流燃料の蒸発に関わる基本特性を用いて燃焼室内に形成される壁流燃料からの蒸発量(もしくは蒸発率)を算出することができるので、再度の適合実験は必要なく、適合工数が大幅に低減でき、適合に要する期間も短縮できる。   According to the present invention, for example, the evaporation of the wall flow fuel formed in the combustion chamber is different even when the location of the spray varies depending on the layout of the fuel injection valve and the evaporation amount from the wall flow fuel formed in the combustion chamber is different. Since the amount of evaporation (or evaporation rate) from the wall flow fuel formed in the combustion chamber can be calculated using the basic characteristics related to, there is no need for a second calibration experiment, and the calibration man-hours can be greatly reduced. The period required for this can be shortened.

また、燃焼室内に形成される壁流燃料からの蒸発量(もしくは蒸発率)を算出する際には1サイクル中の所定区間での蒸発に寄与する実効温度(Tc、Te)または1サイクル中の所定区間での蒸発に寄与する実効圧力(Pc、Pe)を気化特性に対して用いるので、燃焼室内に形成される壁流燃料からの1サイクル中の所定区間での蒸発量を精度良く算出できる。   When calculating the evaporation amount (or evaporation rate) from the wall flow fuel formed in the combustion chamber, the effective temperature (Tc, Te) contributing to evaporation in a predetermined section in one cycle or in one cycle Since the effective pressure (Pc, Pe) that contributes to evaporation in the predetermined section is used for the vaporization characteristics, the evaporation amount in the predetermined section in one cycle from the wall flow fuel formed in the combustion chamber can be accurately calculated. .

以下、図面に基づき本発明の実施形態について説明する。図1はL−ジェトロニック方式のガソリン噴射エンジンに適用した本発明の一実施形態のシステムを説明するための概略図である。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic diagram for explaining a system according to an embodiment of the present invention applied to an L-Jetronic gasoline injection engine.

吸気絞り弁23により調量される空気は、吸気コレクタ2に蓄えられた後、吸気マニホールド3を介して各気筒の燃焼室5に導入される。燃料は各気筒の吸気ポート4に配置された燃料噴射弁21より、エアフローメータ32により検出される吸入空気流量と、クランク角センサ(33、34)からの信号に基づいて演算されるエンジン回転速度とに応じ、所定のタイミングで吸気ポート内に、より具体的には吸気ポートに遮るように存在する吸気弁15(傘裏部)に向けて、間欠的に噴射供給される。   The air metered by the intake throttle valve 23 is stored in the intake collector 2 and then introduced into the combustion chamber 5 of each cylinder via the intake manifold 3. The engine speed is calculated based on the intake air flow rate detected by the air flow meter 32 and the signal from the crank angle sensor (33, 34) from the fuel injection valve 21 arranged in the intake port 4 of each cylinder. Accordingly, the injection is intermittently supplied into the intake port at a predetermined timing, more specifically, toward the intake valve 15 (back of the umbrella) that exists so as to be blocked by the intake port.

吸気弁15に向けて噴射された燃料は、吸気と混合して混合気を作り、この混合気は吸気弁15を閉じることで燃焼室5内に閉じこめられ、ピストン6の上昇によって圧縮され、点火プラグ14により着火されて燃焼する。この燃焼によるガス圧がピストン6を押し下げる仕事を行い、このピストン6の往復運動はクランクシャフト7の回転運動へと変換される。燃焼後のガス(排気)は排気弁16が開いたとき排気通路8へと排出される。   The fuel injected toward the intake valve 15 is mixed with the intake air to form an air-fuel mixture. The air-fuel mixture is confined in the combustion chamber 5 by closing the intake valve 15, compressed by the rise of the piston 6, and ignited. It is ignited by the plug 14 and burns. The gas pressure due to the combustion works to push down the piston 6, and the reciprocating motion of the piston 6 is converted into the rotational motion of the crankshaft 7. The combusted gas (exhaust gas) is discharged into the exhaust passage 8 when the exhaust valve 16 is opened.

排気通路8には三元触媒9を備える。三元触媒9は排気の空燃比が理論空燃比を中心とした狭い範囲にあるとき、排気に含まれるHC、CO及びNOxを同時に効率よく除去できる。このため、エンジンコントローラ31では運転条件に応じて燃料噴射弁21からの基本燃料噴射量を定めると共に、三元触媒9の上流に設けたO2センサ35からの信号に基づいて空燃比をフィードバック制御する。 A three-way catalyst 9 is provided in the exhaust passage 8. The three-way catalyst 9 can efficiently remove HC, CO and NOx contained in the exhaust gas simultaneously when the air-fuel ratio of the exhaust gas is in a narrow range centered on the stoichiometric air-fuel ratio. For this reason, the engine controller 31 determines the basic fuel injection amount from the fuel injection valve 21 according to the operating conditions, and feedback controls the air-fuel ratio based on the signal from the O 2 sensor 35 provided upstream of the three-way catalyst 9. To do.

上記の吸気絞り弁23はスロットルモータ24により駆動される。運転者が要求するトルクはアクセルペダル41の踏み込み量(アクセル開度)に現れるので、エンジンコントローラ31ではアクセルセンサ42からの信号に基づいて目標トルクを定め、この目標トルクを実現するための目標空気量を定め、この目標空気量が得られるようにスロットルモータ24を介して吸気絞り弁23の開度を制御する。   The intake throttle valve 23 is driven by a throttle motor 24. Since the torque required by the driver appears in the amount of depression of the accelerator pedal 41 (accelerator opening), the engine controller 31 determines a target torque based on a signal from the accelerator sensor 42, and a target air for realizing this target torque. The amount is determined, and the opening degree of the intake throttle valve 23 is controlled via the throttle motor 24 so that this target air amount is obtained.

吸気弁用カムシャフト25、排気弁用カムシャフト26及びクランクシャフト7の各前部にはそれぞれカムスプロケット、クランクスプロケットが取り付けられ、これらスプロケットにタイミングチェーン(図示しない)を掛け回すことで、カムシャフト25、26がエンジンのクランクシャフト7により駆動されるのであるが、このカムスプロケットと吸気弁用カムシャフト25との間に介在して、作動角一定のまま吸気弁用カムの位相を連続的に制御し得る機構(以下、「吸気弁作動角可変機構」という。)27と、カムスプロケットと排気弁用カムシャフト26との間に介在して、作動角一定のまま排気弁用カムの位相を連続的に制御し得る機構(以下、「排気弁作動角可変機構」という。)28とを備える。吸気弁15の開閉時期や排気弁16の開閉時期を変えると燃焼室5に残留する不活性ガスの量が変化する。燃焼室5内の不活性ガスの量が増えるほどポンピングロスが減って燃費がよくなるので、運転条件によりどのくらいの不活性ガスが燃焼室5内に残留したらよいかを目標吸気弁閉時期や目標排気弁閉時期にして予め定めており、エンジンコントローラ31ではそのときの運転条件(エンジンの負荷と回転速度)より目標吸気弁閉時期と目標排気弁閉時期を定め、それら目標値が得られるように吸気弁作動角可変機構27、排気弁作動角可変機構28の各アクチュエータを介して吸気弁閉時期IVCと排気弁閉時期EVCを制御する。   Cam sprockets and crank sprockets are attached to the front portions of the intake valve camshaft 25, the exhaust valve camshaft 26, and the crankshaft 7, respectively, and a timing chain (not shown) is hung around these sprockets so that the camshaft 25 and 26 are driven by the crankshaft 7 of the engine, and are interposed between the cam sprocket and the intake valve camshaft 25 to continuously adjust the phase of the intake valve cam with a constant operating angle. It is interposed between a controllable mechanism (hereinafter referred to as “intake valve operating angle variable mechanism”) 27 and the cam sprocket and the exhaust valve camshaft 26, and the phase of the exhaust valve cam is maintained with a constant operating angle. And a mechanism 28 (hereinafter referred to as “exhaust valve operating angle variable mechanism”) that can be continuously controlled. When the opening / closing timing of the intake valve 15 and the opening / closing timing of the exhaust valve 16 are changed, the amount of the inert gas remaining in the combustion chamber 5 changes. As the amount of the inert gas in the combustion chamber 5 increases, the pumping loss decreases and the fuel consumption improves. Therefore, the target intake valve closing timing and the target exhaust gas indicate how much inert gas should remain in the combustion chamber 5 depending on the operating conditions. The valve closing timing is determined in advance, and the engine controller 31 determines the target intake valve closing timing and the target exhaust valve closing timing from the operating conditions (engine load and rotation speed) at that time, so that these target values can be obtained. The intake valve closing timing IVC and the exhaust valve closing timing EVC are controlled through the actuators of the intake valve operating angle variable mechanism 27 and the exhaust valve operating angle variable mechanism 28.

さて、L−ジェトロニック方式のガソリン噴射エンジンを前提として、本実施形態では、燃焼予測型制御を行う。具体的には温度を主なパラメータとして吸気ポート4、燃焼室5内の壁流燃料と未燃分燃料を推定し、その結果を燃料噴射制御に適用する。   Now, on the premise of an L-Jetronic gasoline injection engine, in this embodiment, combustion prediction type control is performed. Specifically, the wall flow fuel and unburned fuel in the intake port 4 and the combustion chamber 5 are estimated using temperature as a main parameter, and the result is applied to fuel injection control.

まず、今回改めて噴射弁21から噴射された燃料が燃焼するまでの燃料の挙動を見直した結果を図2、図3に示す。図2において破線は、噴射弁21から噴射された燃料がガス状で移動することを、実線は噴霧の状態で移動することを示す。なお、噴霧のうち微細なもの(微粒噴霧)はガスと同じに扱えるので、ガスのほうに分類している。この場合、ガス、微粒噴霧は再び吸気ポートや燃焼室内に付着することはないと仮定する。   First, the results of reviewing the behavior of the fuel until the fuel injected from the injection valve 21 is combusted are shown in FIGS. In FIG. 2, the broken line indicates that the fuel injected from the injection valve 21 moves in a gaseous state, and the solid line indicates that the fuel moves in a sprayed state. In addition, since the fine thing (fine spray) can be handled in the same manner as gas, it is classified into gas. In this case, it is assumed that the gas and fine particle spray do not adhere to the intake port and the combustion chamber again.

ここでは、燃焼室入口までの燃料挙動と燃焼室内での燃料挙動とに大きく分ける。   Here, the fuel behavior up to the combustion chamber inlet and the fuel behavior in the combustion chamber are roughly divided.

(1)燃焼室入口までの燃料挙動:
噴射弁21から吸気ポート4に噴射された燃料は、気化してガス(気体)となる分と、噴霧のまま漂う分とに大きく分岐される。ガス、微粒噴霧となった燃料はポート壁4aや吸気弁傘裏部15aに付着することなく燃焼室5に吸入される。噴霧のまま漂う燃料は、その一部が気流に運ばれて燃焼室5に直接吸入され、残りは吸気弁傘裏部15aと吸気ポート壁4aとに付着する。
(1) Fuel behavior to the combustion chamber inlet:
The fuel injected from the injection valve 21 to the intake port 4 is largely branched into a portion that is vaporized to become gas (a gas) and a portion that floats while being sprayed. The fuel that has become the gas and the fine atom spray is sucked into the combustion chamber 5 without adhering to the port wall 4a and the intake valve umbrella back portion 15a. A part of the fuel drifting while sprayed is carried by the air flow and directly sucked into the combustion chamber 5, and the rest adheres to the intake valve umbrella back 15a and the intake port wall 4a.

ここで、吸気弁15に付着して形成される壁流は、傘裏部15aだけでなく吸気弁15の燃焼室5に臨む表面15bにも形成される。この燃焼室側表面15bに形成される壁流は燃焼室5内に形成される壁流のほうで扱うので、以下では吸気弁15の傘裏部15aの壁面のみを「吸気弁壁」と定義する。   Here, the wall flow formed by adhering to the intake valve 15 is formed not only on the umbrella back portion 15 a but also on the surface 15 b of the intake valve 15 facing the combustion chamber 5. Since the wall flow formed on the combustion chamber side surface 15b is handled by the wall flow formed in the combustion chamber 5, only the wall surface of the umbrella back portion 15a of the intake valve 15 is defined as an “intake valve wall” below. To do.

ポート壁4a、吸気弁壁15aに付着した燃料は壁流を形成する。この場合、各壁では主に壁温度が大きく異なり(冷間始動後は同じであるが、エンジンの暖機が進むほど吸気弁壁の温度のほうがポート壁の温度より高くなってゆく)、各壁流から異なる特性で燃料が蒸発するので、壁流も別々に扱う。   The fuel adhering to the port wall 4a and the intake valve wall 15a forms a wall flow. In this case, the wall temperature is largely different in each wall (same after cold start, but the temperature of the intake valve wall becomes higher than the temperature of the port wall as the engine warms up) Since the fuel evaporates with different characteristics from the wall flow, the wall flow is also treated separately.

これら各壁流は、一部はそれぞれの壁温度など蒸発し易さの物理量の結果を受けてガスとなり燃焼室5に吸入され、残りは吸気の流れや重力により壁流から剥がされて噴霧となりまたは壁流としておのおの壁部を伝って燃焼室5内に流入する。   Each of these wall flows is partially converted into gas upon receiving the result of the physical quantity that is easy to evaporate, such as the wall temperature, and the remainder is sucked into the combustion chamber 5 and is separated from the wall flow by the flow of intake air or gravity to become spray. Or it flows in the combustion chamber 5 along each wall part as wall flow.

(2)燃焼室での燃料挙動:
このようにしていろいろな経緯を経て燃焼室5に吸入された燃料群は、一部はガス、微粒噴霧として直接燃焼に寄与し、一部は燃焼室5内の壁流を形成する。燃焼室5内の壁流は、現実には吸気弁15の燃焼室側表面15b、排気弁16の燃焼室側表面(図2、図3には図示していない)、吸気ポート4aにつながっているシリンダヘッド壁51、ピストン冠面6a、点火プラグ表面(図示しない)、さらにはシリンダ面壁52とどこにでも存在する。燃焼室5内の壁流は、一部は点火による燃焼までの間に圧縮熱や壁熱などで蒸発、気化してガス、微粒噴霧となり燃焼に寄与し、一部は燃焼が完了してから蒸発し燃焼に寄与せずに排気行程で排気通路8へと排出される。特に、シリンダ面壁52の壁流を形成する燃料はその一部がオイルに希釈されたままクランクケースに逃げてブローバイガスに含まれる。
(2) Fuel behavior in the combustion chamber:
In this way, the fuel group sucked into the combustion chamber 5 through various circumstances contributes directly to combustion as a gas and fine spray, and a part forms a wall flow in the combustion chamber 5. The wall flow in the combustion chamber 5 is actually connected to the combustion chamber side surface 15b of the intake valve 15, the combustion chamber side surface of the exhaust valve 16 (not shown in FIGS. 2 and 3), and the intake port 4a. The cylinder head wall 51, the piston crown surface 6a, the spark plug surface (not shown), and the cylinder surface wall 52 are present everywhere. Part of the wall flow in the combustion chamber 5 is evaporated and vaporized by compression heat or wall heat until combustion by ignition, and becomes a gas or fine particle spray, contributing to combustion, and partly after the combustion is completed It is evaporated and discharged to the exhaust passage 8 in the exhaust stroke without contributing to combustion. In particular, the fuel that forms the wall flow of the cylinder face wall 52 escapes to the crankcase while being partially diluted with oil, and is contained in the blow-by gas.

ここでは、燃焼室5内に壁流が形成される部位をシリンダ面壁52とそれ以外の燃焼室壁とに分ける。   Here, the part where the wall flow is formed in the combustion chamber 5 is divided into the cylinder face wall 52 and the other combustion chamber walls.

ここで、シリンダ面壁52以外の燃焼室壁を「燃焼室壁」と定義する。一般的に「燃焼室壁」といった場合、シリンダ面壁を含むので紛らわしいのであるが、他に適切な表現が見あたらないので本実施形態ではシリンダ面壁52を除いた概念として「燃焼室壁」を使う。この燃焼室壁には吸気弁の燃焼室側表面15bが含まれる。   Here, the combustion chamber walls other than the cylinder surface wall 52 are defined as “combustion chamber walls”. In general, the term “combustion chamber wall” is confusing because it includes the cylinder surface wall. However, since no other appropriate expression is found, the present embodiment uses the “combustion chamber wall” as a concept excluding the cylinder surface wall 52. The combustion chamber wall includes a combustion chamber side surface 15b of the intake valve.

燃焼室壁とシリンダ面壁52との2つに分けたのも両壁に主に壁温度差が大きくあり(シリンダブロックに形成されるシリンダはシリンダブロック内のウォータジャケットを流れる冷却水により冷却されるため、シリンダ面壁52の温度はほぼ水温に等しい温度で推移するため、燃焼室壁の温度のほうがシリンダ面壁52の温度より高い)、各壁流からの燃料蒸発特性が大きく異なるためと、演算ロジックを簡素化して適合を容易にするためである。   There is a large wall temperature difference between the two walls, the combustion chamber wall and the cylinder face wall 52 (since the cylinder formed in the cylinder block is cooled by the cooling water flowing through the water jacket in the cylinder block, Since the temperature of the cylinder face wall 52 changes at a temperature substantially equal to the water temperature, the temperature of the combustion chamber wall is higher than the temperature of the cylinder face wall 52), and the fuel evaporation characteristics from each wall flow are greatly different. This is to facilitate adaptation.

ただし、分ける数は2つに限定されるものでない。詳しくいうと、燃焼室壁は、上述したように吸気弁15の燃焼室側表面15b、排気弁16の燃焼室側表面、シリンダヘッド壁51、ピストン冠面6a、点火プラグ表面などからなり、これらの間でも大きな壁温度差がある。すなわち、排気弁16の燃焼室側表面の温度が最も高く、吸気弁の燃焼室側表面15bとピストン冠面6aとはほぼ同じ温度、またこれら吸気弁の燃焼室側表面15b、ピストン冠面6aの温度のほうがシリンダヘッド壁51の温度より高い。従って、燃焼室壁を壁温度毎にさらに2以上に分割することが考えられる(例えば高温部燃焼室壁と低温部燃焼室壁とに分割する)。   However, the number to be divided is not limited to two. More specifically, the combustion chamber wall is composed of the combustion chamber side surface 15b of the intake valve 15, the combustion chamber side surface of the exhaust valve 16, the cylinder head wall 51, the piston crown surface 6a, the spark plug surface, etc., as described above. There is also a large wall temperature difference. That is, the temperature of the combustion chamber side surface of the exhaust valve 16 is the highest, the combustion chamber side surface 15b of the intake valve and the piston crown surface 6a are substantially the same temperature, and the combustion chamber side surface 15b and piston crown surface 6a of these intake valves. Is higher than the temperature of the cylinder head wall 51. Therefore, it is conceivable to further divide the combustion chamber wall into two or more for each wall temperature (for example, to divide the combustion chamber wall into a high temperature combustion chamber wall and a low temperature combustion chamber wall).

このように、壁温度の違いにより燃焼室5内に形成される壁流を2つに分割し(燃焼室壁流とシリンダ面壁流)、さらに燃焼室5内の燃料を燃焼に寄与する分と、未燃のまま排出される分と、オイルに希釈される分との3つに分けると、これらは次のように整理できる。   In this way, the wall flow formed in the combustion chamber 5 due to the difference in wall temperature is divided into two (combustion chamber wall flow and cylinder face wall flow), and the fuel in the combustion chamber 5 contributes to combustion. These can be organized as follows if they are divided into three parts that are discharged unburned and ones that are diluted with oil.

〔1〕燃焼に寄与する燃料:
これは(a)噴射弁21より噴射された直後にガス、微粒噴霧となった燃料、(b)燃焼室5に吸入された噴霧から蒸発してガス、微粒噴霧となった燃料、(c)ポート壁流より蒸発してガス、微粒噴霧となった燃料、(d)吸気弁壁流より蒸発してガス、微粒噴霧となった燃料、(e)燃焼室壁流より点火による燃焼までの間に蒸発してガス、微粒噴霧となった燃料、(f)シリンダ面壁流より点火による燃焼までの間に蒸発してガス、微粒噴霧となった燃料の合計である。
[1] Fuel contributing to combustion:
This is (a) fuel immediately after being injected from the injection valve 21 and fuel that has become a fine spray, (b) fuel that has evaporated from the spray sucked into the combustion chamber 5 and has become a fine spray, (c) Fuel evaporating from the port wall flow into gas and fine spray, (d) Fuel evaporating from the intake valve wall flow into gas and fine spray, (e) Between combustion chamber wall flow and combustion by ignition (F) The fuel that has evaporated to become gas and fine atomized spray, and (f) The fuel that has evaporated to gas and finely atomized fuel from the cylinder face wall flow to the combustion by ignition.

〔2〕未燃のまま排出される燃料:
これは、(g)燃焼室壁流より燃焼が完了してから蒸発してガス、微粒噴霧となり、排気行程で排気通路8へと排出される燃料と、(h)シリンダ面壁流より燃焼が完了してから蒸発してガス、微粒噴霧となり、排気行程で排気通路8へと排出される燃料との合計である。
[2] Fuel discharged unburned:
This is because (g) the fuel is evaporated after the combustion is completed from the combustion chamber wall flow to become gas and fine particle spray, and is discharged into the exhaust passage 8 in the exhaust stroke, and (h) the combustion is completed from the cylinder surface wall flow Then, it is the total of the fuel that evaporates to become gas and fine particle spray and is discharged into the exhaust passage 8 in the exhaust stroke.

〔3〕オイル落ち燃料:
これは、(i)シリンダ面壁流よりオイルに希釈されたままクランクケースに逃げてブローバイガスに含まれる燃料である。
[3] Oil dropping fuel:
This is (i) fuel contained in the blow-by gas that escapes to the crankcase while being diluted with oil from the cylinder face wall flow.

図2、図3に示したこうした燃料挙動の解析結果に基づいて4つの各壁流(ポート壁流、吸気弁壁流、燃焼室壁流、シリンダ面壁流)を図4に示したようにモデル化して1気筒当たりのポート、燃焼室の混合気モデルを構築する。すなわち、図4のように当該混合気モデルを、燃料噴射量算出手段51、各部燃料分岐割合算出手段52、4つの燃料付着量算出手段(吸気弁壁付着量算出手段53、ポート壁付着量算出手段54、燃焼室壁付着量算出手段55、シリンダ面壁付着量算出手段56)、燃焼分燃料算出手段57、未燃分燃料算出手段58、オイル落ち量算出手段59、排気燃料算出手段60から構成する。   Based on the analysis results of the fuel behavior shown in FIGS. 2 and 3, four wall flows (port wall flow, intake valve wall flow, combustion chamber wall flow, cylinder face wall flow) are modeled as shown in FIG. To create a mixture model of ports and combustion chambers per cylinder. That is, as shown in FIG. 4, the mixture model is converted into a fuel injection amount calculation means 51, a fuel branching ratio calculation means 52, four fuel adhesion amount calculation means (intake valve wall adhesion amount calculation means 53, port wall adhesion amount calculation). Means 54, combustion chamber wall adhesion amount calculation means 55, cylinder face wall adhesion amount calculation means 56), combustion fuel calculation means 57, unburned fuel calculation means 58, oil drop amount calculation means 59, and exhaust fuel calculation means 60. To do.

まず吸気弁壁付着量算出手段53とポート壁付着量算出手段54では、1噴射毎(=吸入行程毎)つまり1燃焼サイクル毎に各壁流量(燃料付着量)が変化するものとして、1燃焼サイクル当たり一回、次の漸化式を用いて吸気弁壁付着量Mfvとポート壁付着量Mfpを算出する。   First, in the intake valve wall adhesion amount calculation means 53 and the port wall adhesion amount calculation means 54, it is assumed that each wall flow rate (fuel adhesion amount) changes every injection (= each intake stroke), that is, every combustion cycle. Once per cycle, the intake valve wall adhesion amount Mfv and the port wall adhesion amount Mfp are calculated using the following recurrence formula.

Mfv=Mfvn-1+Fin・X1−Mfvn-1(Y0+Y1+Y2)…(1)
Mfp=Mfpn-1+Fin・X2−Mfpn-1(Z0+Z1+Z2)…(2)
ただし、Mfv ;吸気弁壁付着量、
Mfvn-1 ;Mfvの1燃焼サイクル前の値、
Mfp ;ポート壁付着量、
Mfpn-1 ;Mfpの1燃焼サイクル前の値、
Fin ;燃料噴射量、
Xn、Yn、Zn;各部燃料分岐割合、
ここで、上記(1)式は、1燃焼サイクル前の吸気弁壁付着量であるMfvn-1に対して今回の噴射により壁流となって増える燃料分(右辺第2項)を加算し、今回の噴射までに減っている燃料分(右辺第3項、第4項、第5項)を減算するものである。すなわち、右辺第2項のFin・X1は、今回の燃料噴射量Finのうち吸気弁壁流に変化する燃料分である。右辺第3項のMfvn-1・Y0はMfvn-1のうち今回の噴射までに蒸発してガス、微粒噴霧となりそのまま燃焼室5に吸入されて燃焼する燃料分である。右辺第4項のMfvn-1・Y1はMfvn-1のうち今回の噴射までに引き剥がされて噴霧となった後にあるいは壁流のまま流れて燃焼室壁流となる燃料分、Mfvn-1・Y2はMfvn-1のうち今回の噴射までに引き剥がされて噴霧となった後にあるいは壁流のまま流れてシリンダ面壁流となる燃料分である。
Mfv = Mfv n−1 + Fin · X1−Mfv n−1 (Y0 + Y1 + Y2) (1)
Mfp = Mfp n−1 + Fin · X 2 −Mfp n−1 (Z0 + Z1 + Z2) (2)
Where Mfv: amount of intake valve wall adhesion,
Mfv n-1 ; value of Mfv before one combustion cycle,
Mfp: Port wall adhesion amount,
Mfp n-1 ; the value of Mfp before one combustion cycle,
Fin: Fuel injection amount,
Xn, Yn, Zn; fuel split ratio of each part,
Here, the above equation (1) adds the fuel amount (the second term on the right side) that increases as a wall flow due to the current injection to Mfv n−1 , which is the intake valve wall adhesion amount before one combustion cycle. This subtracts the amount of fuel that has been reduced up to the current injection (third term, fourth term, and fifth term on the right side). That is, Fin · X1 in the second term on the right side is a fuel component that changes to the intake valve wall flow in the current fuel injection amount Fin. Mfv n−1 · Y0 in the third term on the right side is a fuel component of Mfv n−1 that evaporates until the current injection and becomes gas and fine particle spray and is sucked into the combustion chamber 5 and burned as it is. Mfv n−1 · Y1 in the fourth term on the right side is a fuel component of Mfv n−1 that is peeled off before the current injection and becomes sprayed or flows as a wall flow and becomes a combustion chamber wall flow, Mfv n -1 · Y2 is a fuel component of Mfv n-1 that is peeled off by the current injection and becomes sprayed or flows in a wall flow and becomes a cylinder wall flow.

上記(2)式は上記(1)式と同様である。すなわち、右辺第2項のFin・X2は、今回の燃料噴射量のうちポート壁流に変化する燃料分である。右辺第3項のMfpn-1・Z0はMfpn-1のうち今回の噴射までに蒸発してガス、微粒噴霧となりそのまま燃焼室5に吸入されて燃焼する燃料分である。右辺第4項のMfpn-1・Z1はMfpn-1のうち今回の噴射までに引き剥がされて噴霧となった後にあるいは壁流のまま流れて燃焼室壁流となる燃料分、右辺第5項のMfpn-1・Z2はMfpn-1のうち今回の噴射までに引き剥がされて噴霧となった後にあるいは壁流のまま流れてシリンダ面壁流となる燃料分である。 The above expression (2) is the same as the above expression (1). That is, Fin · X2 in the second term on the right side is a fuel component that changes to the port wall flow in the current fuel injection amount. Mfp n−1 · Z0 in the third term on the right-hand side is a portion of Mfp n−1 that is evaporated by the current injection to become a gas or fine particle spray and is directly sucked into the combustion chamber 5 and combusted. Mfp n-1 · Z1 in the fourth term on the right side is the fuel component of Mfp n-1 that is peeled off by spraying until the current injection and becomes sprayed or flows as a wall flow and becomes a combustion chamber wall flow. Mfp n-1 · Z2 of paragraph 5 are fuel distribution as a cylinder wall flow flows remain in or wall flow after a spraying peeled until this injection of Mfp n-1.

燃焼室壁付着量算出手段55とシリンダ面壁付着量算出手段56でも、1噴射毎つまり1燃焼サイクル毎に各燃料付着量が変化するものとして、1燃焼サイクル当たり一回、次の漸化式を用いて燃焼室壁付着量Cfhとシリンダ壁付着量Cfcを算出する。   The combustion chamber wall adhesion amount calculating means 55 and the cylinder surface wall adhesion amount calculating means 56 also assume that each fuel adhesion amount changes for each injection, that is, for each combustion cycle, and once per combustion cycle, the following recurrence formula is used. Using this, the combustion chamber wall adhesion amount Cfh and the cylinder wall adhesion amount Cfc are calculated.

Cfh=Cfhn-1+Fin・X3+Mfv・Y1+Mfp・Z1
−Cfhn-1(V0+V1) …(3)
Cfc=Cfcn-1+Fin・X4+Mfv・Y2+Mfp・Z2
−Cfcn-1(W0+W1+W2)…(4)
ただし、Cfh ;燃焼室壁付着量、
Cfhn-1 ;Cfhの1燃焼サイクル前の値、
Cfc ;シリンダ面壁付着量、
Cfcn-1 ;Cfcの1燃焼サイクル前の値、
Fin ;燃料噴射量、
Xn、Yn、Zn、Vn、Wn:各部燃料分岐割合、
上記(3)式において、右辺第2項のFin・X3は、今回の燃料噴射量Finのうち燃焼室壁流に変化する燃料分である。右辺第3項、第4項のMfv・Y1、Mfp・Z1はそれぞれMfv、Mfpから引き剥がされて噴霧となった後にあるいは壁流のまま流れて燃焼室壁流に変化する燃料分である。右辺第5項のCfhn-1・V0はCfhn-1のうち点火による燃焼までの間に圧縮熱や壁熱等で蒸発、気化して燃焼に寄与した燃料分、右辺第6項のCfhn-1・V1はCfhn-1のうち燃焼が完了してから蒸発し燃焼に寄与せずに排気行程で排出された燃料分である。
Cfh = Cfh n-1 + Fin · X3 + Mfv · Y1 + Mfp · Z1
-Cfh n-1 (V0 + V1) (3)
Cfc = Cfc n-1 + Fin · X4 + Mfv · Y2 + Mfp · Z2
-Cfc n-1 (W0 + W1 + W2) (4)
Where Cfh: amount of combustion chamber wall adhesion,
Cfh n-1 ; value of Cfh before one combustion cycle,
Cfc: cylinder surface wall adhesion amount,
Cfc n-1 ; value of Cfc before one combustion cycle,
Fin: Fuel injection amount,
Xn, Yn, Zn, Vn, Wn: fuel split ratio of each part,
In the above equation (3), Fin · X3 in the second term on the right-hand side is the amount of fuel that changes to the combustion chamber wall flow in the current fuel injection amount Fin. Mfv · Y1 and Mfp · Z1 in the third and fourth terms on the right-hand side are fuel components that are separated from Mfv and Mfp to form spray or flow as a wall flow or change into a combustion chamber wall flow. Cfh n-1 · V0 in the fifth term on the right side is a fuel component of Cfh n-1 that has evaporated and vaporized by compression heat, wall heat, etc. until combustion by ignition, and contributed to the combustion. n−1 · V1 is a fuel component of Cfh n−1 which is evaporated after combustion is completed and discharged in the exhaust stroke without contributing to combustion.

上記(4)式は、右辺第7項のCfcn-1・W2を除いて上記(3)式と同様である。すなわち、右辺第2項のFin・X4は、今回の燃料噴射量のうちシリンダ面壁流に変化する燃料分である。右辺第3項、第4項のMfv・Y2、Mfp・Z2それぞれMfv、Mfpから引き剥がされて噴霧となった後にあるいは壁流のまま流れてシリンダ面壁流に変化する燃料分である。右辺第5項のCfcn-1・W0はCfcn-1のうち点火による燃焼までの間に圧縮熱や壁熱等で蒸発、気化して燃焼に寄与した燃料分、右辺第6項のCfcn-1・W1はCfcn-1のうち燃焼が完了してから蒸発し燃焼に寄与せずに排気行程で排出された燃料分である。右辺第7項のCfcn-1・W2はCfcn-1のうちオイルに希釈されたままクランクケースに逃げてブローバイガスに含まれてしまった燃料分である。 The above expression (4) is the same as the above expression (3) except for Cfc n−1 · W2 in the seventh term on the right side. That is, Fin · X4 in the second term on the right side is a fuel component that changes to a cylinder face wall flow in the current fuel injection amount. This is a fuel component that changes into a cylinder face wall flow after being separated from Mfv and Mfp of Mfv and Y2, and Mfp and Zfp in the right and third sections, respectively, and sprayed or sprayed as a wall flow. Cfc n-1 · W0 in the fifth term on the right side is the fuel component of Cfc n-1 that has evaporated and vaporized by compression heat, wall heat, etc. before combustion by ignition and contributed to the combustion, and Cfc in the right side sixth term n−1 · W1 is a portion of Cfc n−1 that is evaporated after combustion is completed and discharged in the exhaust stroke without contributing to combustion. Cfc n−1 · W2 in the seventh term on the right side is the amount of fuel contained in the blow-by gas that escapes to the crankcase while being diluted with oil in Cfc n−1 .

なお、図4は全体でもモデルであるが、部分でもモデルである。すなわち、上記(1)式が吸気弁壁流モデル、上記(2)式がポート壁流のモデル、上記(3)式が燃焼室壁流のモデル、上記(4)式がシリンダ面壁流のモデルである。また、燃料噴射量FinがX0〜X4に分かれるとするのもモデルである。   Note that FIG. 4 is a model as a whole, but is a model even in a portion. That is, the equation (1) is an intake valve wall flow model, the equation (2) is a port wall flow model, the equation (3) is a combustion chamber wall flow model, and the equation (4) is a cylinder wall flow model. It is. It is also a model that the fuel injection amount Fin is divided into X0 to X4.

燃焼分燃料算出手段57、未燃分燃料算出手段58、オイル落ち量算出手段59では次式により燃焼分燃料Fcom、未燃分燃料Fac、オイル落ち量Foilをそれぞれ算出する。   The burned fuel calculating means 57, the unburned fuel calculating means 58, and the oil drop amount calculating means 59 respectively calculate the burned fuel Fcom, the unburned fuel Fac, and the oil drop amount Foil by the following equations.

Fcom=Fin・X0+Mfv・Y0+Mfp・Z0+Cfh・V0
+Cfc・W0 …(5)
Fac =Cfh・V1+Cfc・W1…(6)
Foil=Cfc・W2 …(7)
ここで、(5)式は上記(a)〜(f)の燃料の合計を燃焼分燃料Fcomと、(6)式は上記(g)、(h)の燃料の合計を未燃分燃料Facと、(7)式は上記(i)の燃料をオイル落ち量Foilとして数式化したもの(モデル)である。
Fcom = Fin · X0 + Mfv · Y0 + Mfp · Z0 + Cfh · V0
+ Cfc · W0 (5)
Fac = Cfh · V1 + Cfc · W1 (6)
Foil = Cfc · W2 (7)
Here, (5) represents the sum of the fuels (a) to (f) above as the burned fuel Fcom, and (6) represents the sum of the fuels (g) and (h) above as the unburned fuel Fac. (7) is a formula (model) obtained by formulating the fuel (i) as an oil drop amount Foil.

排気燃料算出手段60では、次式のようにこれら燃焼分燃料Fcomと未燃分燃料Facを合計した値を、排気に影響する排気燃料Foutとして算出する。   The exhaust fuel calculation means 60 calculates the sum of the burned fuel Fcom and the unburned fuel Fac as exhaust fuel Fout that affects the exhaust as in the following equation.

Fout=Fcom+Fac…(8)
(8)式は燃焼分も未燃分も燃焼室5内のすべてのガスが排気通路8へ排出されることを表している。実際には一部のガスは排気通路8へ排出されることなく燃焼室5内に残留するのであるが、この残留ガスは図4に示した混合気モデルでは考えていない。
Fout = Fcom + Fac (8)
Expression (8) represents that all the gas in the combustion chamber 5 is discharged into the exhaust passage 8 for both the burned portion and the unburned portion. In practice, some of the gas remains in the combustion chamber 5 without being discharged into the exhaust passage 8, but this residual gas is not considered in the mixture model shown in FIG.

これら4つの算出手段57〜60での算出タイミングは、燃料付着量算出手段53〜56と同じである。   The calculation timings of these four calculation units 57 to 60 are the same as those of the fuel adhesion amount calculation units 53 to 56.

このようにして、上記(1)〜(8)式が得られたが、これら式中の値のうち代表的なものを図3に図示している。   In this way, the above formulas (1) to (8) were obtained. Representative values among these formulas are shown in FIG.

次に、図5は図4に示した混合気モデルを用いて気筒別の燃料噴射量をTiを算出するためのデータフローを示した図である。   Next, FIG. 5 is a diagram showing a data flow for calculating Ti for the fuel injection amount for each cylinder using the air-fuel mixture model shown in FIG.

まず性能要求判定手段71では、運転条件より三元触媒9からの排気要求と、出力要求(または安定度要求)のいずれがあるのか否かを判定する。例えば低温始動直後の燃焼が安定しにくい領域は安定度要求があるとき、全負荷領域は出力要求があるときである。また、触媒の活性化後は三元触媒9からの排気要求があるときである。   First, the performance request determination means 71 determines whether there is an exhaust request from the three-way catalyst 9 or an output request (or a stability request) based on the operating conditions. For example, the region where combustion is difficult to stabilize immediately after the cold start is when there is a stability request, and the full load region is when there is an output request. Further, there is a request for exhaust from the three-way catalyst 9 after the activation of the catalyst.

目標当量比決定手段72では、こうした判定結果より排気要求があるときには排気要求当量比Tfbye(=1.0)を、また出力要求(または安定度要求)があるときには出力要求当量比Tfbyp(1.1〜1.2の値で固定値)を目標当量比Tfbyaとして決定する。   In the target equivalence ratio determining means 72, the exhaust request equivalence ratio Tfbye (= 1.0) is obtained when there is an exhaust request from the determination result, and the output request equivalence ratio Tfbyp (1. 1 to 1.2 and a fixed value) is determined as the target equivalent ratio Tfbya.

ここで、当量比は理論空燃比(≒14.7)を空燃比で除した値である。このため、当量比=1.0のとき空燃比は理論空燃比となり、当量比=1.1〜1.2のとき空燃比は理論空燃比よりもリッチ側の値となる。   Here, the equivalent ratio is a value obtained by dividing the theoretical air-fuel ratio (≈14.7) by the air-fuel ratio. Therefore, when the equivalence ratio = 1.0, the air-fuel ratio becomes the stoichiometric air-fuel ratio, and when the equivalence ratio = 1.1 to 1.2, the air-fuel ratio becomes a richer value than the stoichiometric air-fuel ratio.

要求噴射量算出手段75では、このようにして決定した目標当量比Tfbya及び性能要求判定手段71の判定結果と、各部付着量算出手段73、各部燃料分岐割合算出手段74(それぞれ図4の一部)の算出結果とに基づいて次式により要求噴射量Finを算出する。   In the required injection amount calculation means 75, the target equivalent ratio Tfbya determined in this way and the determination result of the performance request determination means 71, each part adhesion amount calculation means 73, each part fuel branching ratio calculation means 74 (each part of FIG. 4). ) To calculate the required injection amount Fin according to the following equation.

(1)出力要求(または安定度要求)があるとき;
Fin={K#・Tfbya・Tp−(Mfv・Y0+Mfp・Z0
+Cfh・V0+Cfc・W0)/X0 …(9)
(2)排気要求があるとき;
Fin={K#・Tfbya・Tp−(Mfv・Y0+Mfp・Z0
+Cfh・V0+Cfc・W0+Cfh・V1+Cfc・W1)}
/X0 …(10)
ここで、(9)式は出力要求または安定度要求があるときにシリンダ吸入空気量(Qcyl)と、前記3つの燃焼分(X0、Y0+Z0、V0+W0)の燃料(Fin・X0+Mfv・Y0+Mfp・Z0+Cfh・V0+Cfc・W0)との比が理論空燃比よりリッチ側の値となるように要求噴射量Finを算出する式である。これに対して(10)式は三元触媒9からの排気要求があるときにシリンダ吸入空気量(Qcyl)と、3つの燃焼分(X0、Y0+Z0、V0+W0)の燃料(Fin・X0+Mfv・Y0+Mfp・Z0+Cfh・V0+Cfc・W0)及び未燃分(V1+W1)の燃料(Cfh・V1+Cfc・W1)の合計との比が理論空燃比となるように燃料噴射弁21からの燃料噴射量を算出する式である。
(1) When there is an output request (or stability request);
Fin = {K # · Tfbya · Tp− (Mfv · Y0 + Mfp · Z0
+ Cfh · V0 + Cfc · W0) / X0 (9)
(2) When there is an exhaust request;
Fin = {K # · Tfbya · Tp− (Mfv · Y0 + Mfp · Z0
+ Cfh · V0 + Cfc · W0 + Cfh · V1 + Cfc · W1)}
/ X0 (10)
Here, the expression (9) indicates that when there is an output request or a stability request, the cylinder intake air amount (Qcyl) and the fuel (Fin · X0 + Mfv · Y0 + Mfp · Z0 + Cfh ·) for the three combustion components (X0, Y0 + Z0, V0 + W0). This is an equation for calculating the required injection amount Fin so that the ratio of (V0 + Cfc · W0) is a richer value than the stoichiometric air-fuel ratio. On the other hand, in the equation (10), when there is an exhaust request from the three-way catalyst 9, the cylinder intake air amount (Qcyl) and the fuel (Fin · X0 + Mfv · Y0 + Mfp ·) of the three combustion components (X0, Y0 + Z0, V0 + W0). Z0 + Cfh · V0 + Cfc · W0) and an unburnt amount (V1 + W1) of fuel (Cfh · V1 + Cfc · W1) are calculated to calculate the fuel injection amount from the fuel injection valve 21 so that the ratio becomes the stoichiometric air-fuel ratio. .

(10)式は(9)式に対して未燃分燃料Fac(=Cfh・V1+Cfc・W1)を加えている点のみが相違する。排気中の空燃比を考えるときには未燃分燃料をも考慮する必要があるためである。この逆に、未燃分燃料は出力には寄与しないので除く必要がある。   The formula (10) is different from the formula (9) only in that the unburned fuel Fac (= Cfh · V1 + Cfc · W1) is added. This is because it is necessary to consider unburned fuel when considering the air-fuel ratio in the exhaust gas. On the contrary, unburned fuel does not contribute to the output and must be removed.

(9)式で代表して述べると、(9)式は次式より導出したものである。   As a representative example of equation (9), equation (9) is derived from the following equation.

K#・Tfbya・Tp=Fin・X0
+(Mfv・Y0+Mfp・Z0+Cfh・V0+Cfc・W0)…(11)
ただし、K#;定数、
Tp;エアフローメータ32よりから求めた基本噴射量、
(11)式は、ガス、微粒噴霧となる燃料分(右辺第1項)及び燃料壁流に奪われる燃料分(右辺第2項〜第5項)の合計とが左辺の噴射燃料量に等しいことを表している。この式をFinについて整理すれば、上記(9)式が得られる。
K # · Tfbya · Tp = Fin · X0
+ (Mfv · Y0 + Mfp · Z0 + Cfh · V0 + Cfc · W0) (11)
Where K #; constant,
Tp: basic injection amount obtained from the air flow meter 32,
In the equation (11), the sum of the fuel component (right side first term) and the fuel component (right side second term to fifth term) lost to the fuel and the fuel wall flow is equal to the injected fuel amount on the left side. Represents that. If this formula is arranged for Fin, the above formula (9) is obtained.

ここで、(11)式左辺の基本噴射量Tpは1気筒当たりの値であるので、右辺のFin、Mfv、Mfp、Cfh、Cfcの各値も1気筒当たりの値である。基本噴射量Tpの実際の単位は質量の単位である[mg]でなく時間の単位である[ms]であるため、右辺のFin、Mfv、Mfp、Cfh、Cfcの各値について、その単位を[ms]で定義すれば、定数K#は1.0でよい。Fin、Mfv、Mfp、Cfh、Cfcの単位を[mg]で定義してもかまわない。ただし、このときには定数K#を、[ms]より[mg]への変換係数として導入する。   Here, since the basic injection amount Tp on the left side of Equation (11) is a value per cylinder, the values on the right side of Fin, Mfv, Mfp, Cfh, and Cfc are also values per cylinder. Since the actual unit of the basic injection amount Tp is not [mg] which is a unit of mass but [ms] which is a unit of time, the unit of each value of Fin, Mfv, Mfp, Cfh and Cfc on the right side is If defined in [ms], the constant K # may be 1.0. The unit of Fin, Mfv, Mfp, Cfh, and Cfc may be defined in [mg]. However, at this time, the constant K # is introduced as a conversion coefficient from [ms] to [mg].

最終噴射量算出手段76では、このようにして算出した要求噴射量Fin[ms]を用いて次式のいずれかによりシーケンシャル噴射時の最終噴射量Ti[ms]を算出する。   The final injection amount calculation means 76 calculates the final injection amount Ti [ms] at the time of sequential injection using one of the following formulas using the calculated required injection amount Fin [ms].

Ti=Fin×α×αm×2+Ts …(12a)
Ti=Fin×(α+αm−1)×2+Ts…(12b)
ただし、α ;空燃比フィードバック補正係数、
αm;空燃比学習補正係数、
Ts;無効パルス幅、
これら最終噴射量Tiの式はL−ジェトロニック方式のガソリン噴射エンジンにおける従来の燃料噴射量Ti[ms]の演算式とは趣が異なる。ちなみに、当該演算式(シーケンシャル噴射時)は次のようなものである。
Ti = Fin × α × αm × 2 + Ts (12a)
Ti = Fin × (α + αm−1) × 2 + Ts (12b)
Where α is the air-fuel ratio feedback correction coefficient,
αm: air-fuel ratio learning correction coefficient,
Ts: Invalid pulse width,
These formulas for the final injection amount Ti are different from the conventional calculation formulas for the fuel injection amount Ti [ms] in an L-Jetronic gasoline injection engine. Incidentally, the calculation formula (at the time of sequential injection) is as follows.

Ti=(Tp+Kathos)×TFBYA×(α+αm−1)×2
+CHOSn+Ts …(13)
TFBYA=1+KTW+KAS+KUB+KMR …(14)
ただし、TFBYA ;従来装置の目標当量比、
Kathos;壁流補正量(応答の遅いもの)、
CHOSn ;壁流補正量(応答の速いもの)、
KTW ;水温増量補正係数、
KAS ;始動後増量補正係数、
KUB ;未燃分補正係数、
KMR ;混合気補正係数、
(13)、(14)式に示す従来の演算式では、増量補正係数がたくさんあることからもわかるように、低水温時、低温始動直後で燃焼不安定な状態、未燃分、全負荷時、加減速時などに対してそれぞれに別個の増量補正係数(KTW、KAS、KUB、KMR、Kathos、CHOSn)を導入し、個別に対応していた。しかしながら、こうした方法だと増量補正係数の数に応じて適合工数が飛躍的に増大せざるを得ない。また、KTW、KAS、KUBの適合については燃料挙動までは解析されていない。
Ti = (Tp + Kathos) × TFBYA × (α + αm−1) × 2
+ CHOSn + Ts (13)
TFBYA = 1 + KTW + KAS + KUB + KMR (14)
However, TFBYA: target equivalent ratio of the conventional apparatus,
Kathos; wall flow correction amount (slow response),
CHOSn: Wall flow correction amount (fast response),
KTW: Water temperature increase correction coefficient,
KAS: increase correction coefficient after starting,
KUB: Unburnt correction factor,
KMR: mixture correction coefficient,
In the conventional arithmetic expressions shown in the equations (13) and (14), as can be seen from the fact that there are many increase correction coefficients, the combustion is unstable at the time of low water temperature, immediately after the cold start, the unburned portion, and the full load. Independent acceleration correction coefficients (KTW, KAS, KUB, KMR, Kathos, CHOSn) were introduced for each of acceleration and deceleration. However, with such a method, the number of man-hours for adaptation must be dramatically increased in accordance with the number of increase correction coefficients. In addition, the fuel behavior is not analyzed for the compatibility of KTW, KAS, and KUB.

一方、すべての燃料増量をトータルで考えてみると、すべて壁流燃料に関係する。従って、上記図2、図3のように今回改めて噴射弁21から噴射された燃料が燃焼するまでの燃料の挙動を見直し、その結果を用いて図4、図5のように混合気モデルと燃料噴射量算出モデルとを構築するようにした本実施形態によれば、KTW、KAS、KUB、KMRの各補正係数は不要となる。また、Kathos、CHOSnに代えて、4つの付着量Mfv、Mfp、Cfh、Cfcが置き換わる。すなわち、上記(1)〜(10)式及び(12a)、(12b)式のいずれかを用いる本実施形態によれば、(13)、(14)式の従来の演算式を用いるガソリン噴射エンジンに対して次の効果が得られる。   On the other hand, when all fuel increases are considered in total, they all relate to wall flow fuel. Therefore, the behavior of the fuel until the fuel injected from the injection valve 21 is combusted again as shown in FIGS. 2 and 3 is reviewed, and the mixture model and the fuel are used as shown in FIGS. According to the present embodiment in which the injection amount calculation model is constructed, the KTW, KAS, KUB, and KMR correction coefficients are not necessary. Further, instead of Kathos and CHOSn, four adhesion amounts Mfv, Mfp, Cfh, and Cfc are replaced. That is, according to the present embodiment using any one of the above formulas (1) to (10) and (12a) and (12b), the gasoline injection engine using the conventional arithmetic expressions (13) and (14) The following effects are obtained.

効果1;特に低温始動、暖機途中の空燃比制御精度がよくなり、この制御精度の向上に より排気性能が向上しかつ始動性、運転性(トルク精度)が向上する。   Effect 1: The air-fuel ratio control accuracy is improved particularly during low-temperature start-up and warm-up. By improving the control accuracy, exhaust performance is improved and startability and drivability (torque accuracy) are improved.

効果2;吸気ポート、燃焼室内の壁流挙動(噴射してから燃焼するまでのすべての燃料 挙動)を解析しているので、机上適合が容易になり適合工数を低減できる。   Effect 2: Analyzing wall flow behavior in the intake port and combustion chamber (all fuel behavior from injection to combustion) facilitates desktop adaptation and reduces the number of man-hours required for adaptation.

効果3;このように精密に壁流挙動を解析して燃料噴射を行わせた結果、それでも空燃 比が目標より外れていれば、それは噴射弁やエアフローメータなど部品の精度に 関係するものと判断できるので、制御結果を空燃比制御にフィードバックするこ とで、エンジンそのものの素質を改善できる。   Effect 3: As a result of precisely analyzing the wall flow behavior and injecting fuel in this way, if the air / fuel ratio still deviates from the target, it is related to the accuracy of parts such as the injection valve and air flow meter. Since the judgment can be made, the quality of the engine itself can be improved by feeding back the control result to the air-fuel ratio control.

ところで、性能要求判定手段71による判定方法はこれに限らない。出力要求時(または安定度要求時)から排気要求時への切換時またはその逆への切換時に前記(9)式の要求噴射量より(10)式の要求噴射量へとステップ的に切換えまたはその逆への切換時に(10)式の要求噴射量より(9)式の要求噴射量へとステップ的に切換えたのではトルク段差が生じ、これによりトルクショックによる不快感や音質変化などが感じられる。   By the way, the determination method by the performance request determination means 71 is not limited to this. When the output is requested (or when the stability is requested) and when the exhaust is requested or vice versa, the required injection amount of the equation (9) is switched stepwise to the required injection amount of the equation (10) or At the time of switching to the opposite, if the step injection is switched from the required injection amount of the equation (10) to the required injection amount of the equation (9), a torque step is generated, which causes discomfort or a change in sound quality due to a torque shock. It is done.

そこで、低温始動からの時間、アクセル開度、三元触媒9の温度の少なくとも一つに応じて出力要求と排気要求の要求比を設定し、この要求比で前記(9)、(10)式の2つの要求噴射量を補間計算した値を、改めて要求噴射量として算出することにより、2つの要求噴射量の間を要求比に応じて滑らかに繋ぎ、2つの要求噴射量の間をステップ的に切換える際に生じるトルクショックによる不快感や音質変化などを防止する。   Therefore, the required ratio between the output request and the exhaust request is set according to at least one of the time from the low temperature start, the accelerator opening, and the temperature of the three-way catalyst 9, and the above-mentioned formulas (9) and (10) are set based on this required ratio. The two required injection amounts are interpolated and calculated again as the required injection amount, so that the two required injection amounts are smoothly connected according to the required ratio and stepped between the two required injection amounts. To prevent discomfort or change in sound quality due to torque shock that occurs when switching to.

これについて説明すると、排気要求と出力要求の比を要求度数(要求比)で定義する。ここでは出力要求のみに応ずるときの要求度数を100%とし、排気要求のみに応ずるときの要求度数を0%として、そのときの運転条件に応じた要求度数を設定する。具体的には、低温始動直後は燃焼室内での燃焼が安定しにくいので、出力要求である。全負荷領域でも出力要求に応じる必要がある。また、排気通路8に設けている触媒9が活性化した後には排気要求に応じる必要がある。これらの要求のため、要求度数を図6、図7、図8に示したように設定している。すなわち、図6のように初期値を100%として低温始動直後の出力要求に応じると共に、始動後時間(あるいは壁温度)が経過するほど要求度数を小さくしていくことにより出力要求から排気要求へとゆるやかに切換える。図7のようにアクセルペダル41を最大まで踏み込む付近で要求度数を大きくすることにより全負荷領域での出力要求に応える。図8のように初期値を100%として触媒温度が上昇するほど要求度数を小さくしていくことにより出力要求から排気要求へと緩やかに切換える。   To explain this, the ratio between the exhaust request and the output request is defined by the required frequency (request ratio). Here, the required frequency when responding only to the output request is 100%, the required frequency when responding only to the exhaust request is 0%, and the required frequency according to the operating conditions at that time is set. Specifically, it is an output request because combustion in the combustion chamber is difficult to stabilize immediately after the cold start. It is necessary to meet the output demand even in the full load range. Further, after the catalyst 9 provided in the exhaust passage 8 is activated, it is necessary to meet the exhaust request. For these requests, the requested frequency is set as shown in FIGS. That is, as shown in FIG. 6, the initial value is set to 100%, the output request immediately after the low temperature start is met, and the required frequency is reduced as the post-start time (or wall temperature) elapses, thereby changing the output request to the exhaust request. Switch gently. As shown in FIG. 7, the required power is increased in the vicinity of the accelerator pedal 41 being depressed to the maximum to meet the output demand in the full load region. As shown in FIG. 8, the initial value is set to 100%, and the required frequency is decreased as the catalyst temperature increases, so that the output request is gradually switched to the exhaust request.

このようにして、始動後時間、アクセル開度、触媒温度より図6、図7、図8を内容とするテーブルを参照して3つの要求度数を得た後は、これら3つの要求度数のうち最も大きい値を選択する。   In this way, after obtaining the three required frequencies by referring to the tables shown in FIGS. 6, 7, and 8 from the time after starting, the accelerator opening, and the catalyst temperature, of these three required frequencies. Select the largest value.

そして、上記(10)式の要求噴射量FinをFin1(第1の燃料噴射量)、上記(9)式の要求噴射量FinをFin2(第2の燃料噴射量)として区別し、この選択した要求度数でこれら2つの要求噴射量Fin1、Fin2を補間計算した値を要求噴射量Finとして算出する。   Then, the required injection amount Fin in the equation (10) is distinguished as Fin1 (first fuel injection amount), and the required injection amount Fin in the equation (9) is distinguished as Fin2 (second fuel injection amount). A value obtained by interpolating these two required injection amounts Fin1 and Fin2 with the required frequency is calculated as the required injection amount Fin.

Fin=Fin2×要求度数+Fin1×(1−要求度数)…(15)
(15)式によれば要求度数=100%のときFin=Fin2、要求度数=0%のときFin=Fin1となる。
Fin = Fin2 × request frequency + Fin1 × (1−request frequency) (15)
According to the equation (15), Fin = Fin2 when the required frequency = 100%, and Fin = Fin1 when the required frequency = 0%.

ここで、始動後時間はエンジン始動タイミングで起動するタイマにより計測する。アクセル開度はアクセルセンサ42により検出する。触媒温度は触媒温度センサ43により検出する。   Here, the post-start time is measured by a timer that starts at the engine start timing. The accelerator opening is detected by the accelerator sensor 42. The catalyst temperature is detected by a catalyst temperature sensor 43.

次に、図4の各部燃料分岐割合算出手段52では、各部燃料(Fin、Mfv、Mfp、Cfh、Cfc)の分岐割合を算出するが、この各部燃料の分岐割合の算出について以下に説明する。上記(1)〜(7)、(10)、(11)式をみればわかるように本実施形態では各部燃料分岐割合Xn、Yn、Zn、Vn、Wnが適合値になる。そして、これらを精度よく適合することで空燃比制御精度を高めることができる。   Next, each part fuel branching ratio calculating means 52 in FIG. 4 calculates the branching ratio of each part fuel (Fin, Mfv, Mfp, Cfh, Cfc). The calculation of the branching ratio of each part fuel will be described below. As can be seen from the above formulas (1) to (7), (10), and (11), in this embodiment, the fuel branching ratios Xn, Yn, Zn, Vn, and Wn are appropriate values. And the air-fuel ratio control accuracy can be improved by adapting these with high accuracy.

ここでは、L−ジェトロニック方式のガソリン噴射エンジンのうち、標準システムを有するあらゆるエンジンを対象として検討しているため、吸気行程噴射を行うものやアシストエアー方式の燃料噴射弁を備えるもの、成層燃焼を行うもの、スワールコントロールバルブを備えるものなどを含めているが、適用するエンジンに該当しないものはカットすればよい。   Here, the L-JETRONIC type gasoline injection engines are considered for all engines having a standard system, so those that perform intake stroke injection, those that have an assist air type fuel injection valve, and stratified combustion , And those equipped with swirl control valves are included, but those that do not fall under the applicable engine may be cut.

ここで、「標準システム」のガソリン噴射エンジンとは次の2つの条件を満足するものをいう。   Here, the “standard system” gasoline injection engine satisfies the following two conditions.

(ア)吸気通路に吸気弁を備えること。   (A) Provide an intake valve in the intake passage.

(イ)可変動弁機構を備えていないか、備えていても可変動弁の可変代が小さいこと。   (A) The variable valve mechanism is not provided, or the variable valve has a small variable margin even if it is provided.

本実施形態は(ア)、(イ)の条件を共に満足するので、標準システムのガソリン噴射エンジンである。一方、吸気絞り弁を備えておらず吸気弁のみで吸入空気流量を調整するエンジン、電磁駆動の吸気弁を備えるエンジン、圧縮比可変のエンジンは標準システムのガソリン噴射エンジンでない。従って、これらエンジンは対象外である。   Since the present embodiment satisfies both the conditions (a) and (b), it is a standard system gasoline injection engine. On the other hand, an engine that does not have an intake throttle valve and adjusts an intake air flow rate only by the intake valve, an engine that has an electromagnetically driven intake valve, and an engine with a variable compression ratio are not standard gasoline injection engines. Therefore, these engines are out of scope.

さて、噴射弁噴霧の分岐モデルを図9のように構築する。すなわち、当該モデルを、噴霧粒径分布算出手段41、噴射時気化割合算出手段42、直接噴き入り割合算出手段43、吸気系浮遊割合算出手段44、燃焼室浮遊割合算出手段45、吸気系付着割合割り振り手段46、燃焼室付着割合割り振り手段47、気化、浮遊割合算出手段48から構成する。   Now, a branching model of the injection valve spray is constructed as shown in FIG. In other words, the spray particle size distribution calculating means 41, the injection-time vaporization ratio calculating means 42, the direct injection ratio calculating means 43, the intake system floating ratio calculating means 44, the combustion chamber floating ratio calculating means 45, the intake system adhesion ratio. An allocation unit 46, a combustion chamber adhesion rate allocation unit 47, and a vaporization / floating rate calculation unit 48 are configured.

まず、噴霧粒径分布算出手段41では、エンジンコントローラ31内のROMに予め記憶されている噴霧の粒径分布を読み出してくる。ここで、噴霧の粒径分布は、粒径の小区分毎(粒径毎)の噴霧の質量割合を行列としたもので、噴霧の粒径分布の算出とはエンジンコントローラ31内のROMからこの粒径の小区分毎の噴霧の質量割合の行列を読み出してくる操作のことである。   First, the spray particle size distribution calculating means 41 reads the spray particle size distribution stored in advance in the ROM in the engine controller 31. Here, the particle size distribution of the spray is a matrix of the mass ratio of the spray for each small particle size classification (for each particle size), and the calculation of the spray particle size distribution is performed from the ROM in the engine controller 31. This is an operation to read out a matrix of the mass ratio of the spray for each small section of the particle size.

噴射時気化割合算出手段42では、温度、圧力、流速等の信号から粒径の小区分毎の噴霧の気化率を算出し、これらを全ての粒径区分について総和することにより、噴射時の総噴霧のうちから気化する分である噴射時気化分X0´[%]を算出する。この結果、100−X0´の噴霧分XB[%]が吸気ポート4に気化することなく残留する。   The injection vaporization rate calculating means 42 calculates the spray vaporization rate for each of the small particle size categories from the signals such as temperature, pressure, flow velocity, etc., and sums up these for all the particle size categories to obtain the total during injection. Vaporization amount X0 '[%] during injection, which is the amount of vaporization from the spray, is calculated. As a result, the spray XB [%] of 100-X0 ′ remains in the intake port 4 without being vaporized.

直接噴き入り割合算出手段43では、噴射時気化割合算出手段42からのこの残留噴霧分XB(=100−X0´)を受け、これと噴射タイミングI/T、噴射弁21と吸気弁15の挟み角βとを用いて、吸気弁15または吸気ポート4に衝突することなく燃焼室5へと直接噴き入れられる噴霧分XD[%]を算出する。この結果、XB−XDの噴霧分XC[%]が吸気ポート4に残留する。この吸気ポート4に残留する噴霧分XCは吸気系浮遊割合算出手段44に、また燃焼室5へと直接噴き入れられる噴霧分XDは燃焼室浮遊割合算出手段45に出力される。   The direct injection ratio calculation means 43 receives this residual spray amount XB (= 100−X0 ′) from the injection-time vaporization ratio calculation means 42, and this, injection timing I / T, and the sandwiching between the injection valve 21 and the intake valve 15. Using the angle β, a spray fraction XD [%] that is directly injected into the combustion chamber 5 without colliding with the intake valve 15 or the intake port 4 is calculated. As a result, XB-XD spray XC [%] remains in the intake port 4. The spray XC remaining in the intake port 4 is output to the intake system floating ratio calculating means 44, and the spray XD directly injected into the combustion chamber 5 is output to the combustion chamber floating ratio calculating means 45.

吸気系浮遊割合算出手段44では、粒径の小区分毎の噴霧の気化率を算出し、これらを全ての粒径区分について総和することにより、吸気ポート4での浮遊分X0´´[%]を、また残りを吸気ポート壁4aと吸気弁壁15aとに付着する噴霧分(以下、吸気ポート壁4aに付着する噴霧分と吸気弁壁15aに付着する噴霧分とを総称して「吸気系付着分」という。)XE(=XC−X0´´)[%]として算出する。   The intake system floating ratio calculating means 44 calculates the vaporization rate of the spray for each of the small particle size divisions, and sums up these for all the particle size divisions, so that the floating portion X0 ″ [%] at the intake port 4 is obtained. And the remainder of the spray that adheres to the intake port wall 4a and the intake valve wall 15a (hereinafter, the spray that adheres to the intake port wall 4a and the spray that adheres to the intake valve wall 15a are collectively referred to as “intake system”. Calculated as “attachment”) XE (= XC−X0 ″) [%].

同様にして、燃焼室浮遊割合算出手段45では粒径の小区分毎の噴霧の気化率を算出し、これらを全ての粒径区分について総和することにより、燃焼室5での浮遊分X0´´´[%]を、また残りを燃焼室壁(上記のようにシリンダ面壁を除く)とシリンダ面壁52とに付着する噴霧分(以下、燃焼室壁に付着する噴霧分とシリンダ面壁52に付着する噴霧分とを総称して「燃焼室付着分」という。)XF(=XD−X0´´´)[%]として算出する。   Similarly, the combustion chamber floating ratio calculation means 45 calculates the vaporization rate of the spray for each of the small particle size divisions, and sums these for all the particle size divisions, so that the floating content X0 ″ in the combustion chamber 5 is obtained. ′ [%] And the remainder adhere to the combustion chamber wall (excluding the cylinder surface wall as described above) and the cylinder surface wall 52 (hereinafter referred to as the spray component adhering to the combustion chamber wall and the cylinder surface wall 52). The amount of spray is collectively referred to as “combustion chamber deposit.”) Calculated as XF (= XD−X0 ′ ″) [%].

気化、浮遊割合算出手段48ではこのようにして求められた噴射時気化分X0´、吸気ポート4での浮遊分X0´´、燃焼室5での浮遊分X0´´´の3つを合計して1噴射トータルでの気化、浮遊分X0を算出する。   The vaporization / floating ratio calculation means 48 adds up the three of the vaporization amount X0 ′ during injection, the floating portion X0 ″ at the intake port 4 and the floating portion X0 ″ ″ obtained in this manner. The vaporization and floating part X0 in one injection total are calculated.

一方、吸気系付着割合割り振り手段46では吸気系付着分XEを、吸気弁壁15aに付着する分X1[%]と、ポート壁4aに付着する分X2[%]とに、また燃焼室付着割合割り振り手段47では燃焼室付着分XFを、燃焼室壁に付着する分X3[%]と、シリンダ面壁52に付着する分X4[%]とにそれぞれ割り振る。   On the other hand, in the intake system adhesion ratio allocating means 46, the intake system adhesion part XE is divided into the part X1 [%] attached to the intake valve wall 15a and the part X2 [%] attached to the port wall 4a, and the combustion chamber adhesion ratio. The allocating means 47 allocates the combustion chamber adhering amount XF to an amount X3 [%] adhering to the combustion chamber wall and an amount X4 [%] adhering to the cylinder surface wall 52.

次に、噴霧分岐のモデル同定について項分け説明する。
〈1〉噴霧分岐のモデル同定(噴霧分岐全体プロセス)
図10は噴霧の各分岐分(X0、X1、X2、X3、X4)の推定(同定)に用いる噴霧分岐全体のプロセスをモデルで示したもので、噴射時からの燃料噴霧の分岐を図示のように時系列的に6つに分解している。
Next, a description will be given for the model identification of spray branching.
<1> Spray branch model identification (spray branch overall process)
FIG. 10 shows the process of the entire spray branch used for estimation (identification) of each branch of spray (X0, X1, X2, X3, X4) as a model, and illustrates the branch of fuel spray from the time of injection. As shown in FIG.

1)噴射時気化:
噴射時噴霧は粒径の異なる燃料噴霧の集まりである。従って、横軸に粒径D[μm]を、縦軸に噴霧の質量割合[%]を採れば、図10上段左端に示したように粒径Dに対して山形の分布(XA)を有し(太実線参照)、その山形の曲線で囲まれる面積が、噴射時の総噴霧の総和である100%になる。山形の分布を有する燃料噴霧のうちから一部が噴射時に気化し、残りは噴霧のまま滞留する。粒径の小さい噴霧ほど気化しやすいので、気化せずに残る噴霧の分布(細実線参照)は噴射時噴霧の分布(XA)より粒径の小さい側が小さなものとなる。これら2つの分布の間の面積分が噴射時に気化する噴霧分X0´[%]であり、100−X0´が気化せずに噴霧のまま滞留する噴霧分XB[%]である。
1) Vaporization during injection:
An injection spray is a collection of fuel sprays having different particle sizes. Therefore, when the particle diameter D [μm] is taken on the horizontal axis and the mass ratio [%] of the spray is taken on the vertical axis, there is a mountain-shaped distribution (XA) with respect to the particle diameter D as shown in the upper left corner of FIG. However, the area surrounded by the chevron curve is 100%, which is the total sum of the total spray during injection. A part of the fuel spray having a mountain-shaped distribution is vaporized at the time of injection, and the rest stays in the spray. Since the spray having a smaller particle size is more easily vaporized, the distribution of the spray remaining without being vaporized (see the thin solid line) is smaller on the side having a smaller particle size than the spray distribution during spraying (XA). The area between these two distributions is a spray X0 ′ [%] that is vaporized at the time of injection, and 100-X0 ′ is a spray XB [%] that remains without being vaporized.

2)噴射噴霧の燃焼室への直接噴き入り:
図10上段左より2番目の特性において、大きな山(太実線参照)は気化せずに吸気ポート4に残留する噴霧の噴霧の分布であり、このうち燃焼室5へと直接噴き入れられる噴霧の分布を小さな山(細実線参照)で重ねて描いている。この小さな山の面積が燃焼室5へと直接噴き入れられる噴霧分XD[%]であり、XB−XDつまり大きな山と小さな山の間の面積分が吸気系に残留する噴霧分XC[%]である。
2) Injection spray directly into the combustion chamber:
In the second characteristic from the upper left of FIG. 10, the large mountain (see thick solid line) is the distribution of the spray spray remaining in the intake port 4 without being vaporized, and of this, the spray directly injected into the combustion chamber 5 The distribution is drawn over small mountains (see thin solid lines). This small mountain area is the spray amount XD [%] directly injected into the combustion chamber 5, and XB-XD, that is, the spray portion XC [%] where the area between the large mountain and the small mountain remains in the intake system. It is.

3)吸気系噴霧付着浮遊:
燃焼室5へと直接噴き入れられず吸気ポート(吸気系)に残留する噴霧のうち一部は噴霧のまま浮遊し(気化する分を含む)、残りは吸気系の壁面(ポート壁4aと吸気弁壁15a)とに付着する。粒径の小さい噴霧ほど噴霧のまま浮遊しやすいので、図10上段右から2番目の特性において吸気系の壁面に付着する噴霧の分布(細実線参照)は吸気系に残留する噴霧の分布(太実線参照)より粒径の小さい側が小さなものとなる。これら2つの分布の間の面積分が吸気系に噴霧のまま浮遊する分(吸気系での気中浮遊割合)X0´´[%]であり、上記吸気系に残留する噴霧分XBからこの浮遊分X0´´を差し引いた値が吸気系付着分XE(吸気系付着割合)[%]となる。
3) Inhalation system spray adhesion floating:
Part of the spray that is not directly injected into the combustion chamber 5 and remains in the intake port (intake system) floats as it is (including vaporization), and the rest is the wall surface of the intake system (port wall 4a and intake air). It adheres to the valve wall 15a). Since the spray with a smaller particle size is more likely to float as it is, the distribution of the spray adhering to the wall surface of the intake system (see the thin solid line) in the second characteristic from the upper right in FIG. The smaller side of the particle size is smaller than the solid line). The area between these two distributions is the amount that floats as it is sprayed in the intake system (the air floating rate in the intake system) X0 ″ [%], and this floating from the spray amount XB remaining in the intake system. The value obtained by subtracting the minute X0 ″ is the intake system attachment XE (intake system attachment ratio) [%].

4)燃焼室噴霧付着浮遊:
燃焼室5へと直接噴き入れられる噴霧のうち一部は噴霧のまま燃焼室5内を浮遊し(気化する分を含む)、残りは燃焼室壁及びシリンダ面壁52に付着する。粒径の小さい噴霧ほど噴霧のまま浮遊しやすいので、図10下段右から2番目の特性において燃焼室壁及びシリンダ面壁52に付着する噴霧の分布(細実線参照)は燃焼室5へと直接噴き入れられる噴霧の分布(太実線参照)より粒径の小さい側が小さなものとなる。これら2つの分布の間の面積分が燃焼室5内で噴霧のまま浮遊する分(燃焼室5での気中浮遊割合)X0´´´[%]であり、上記燃焼室5へと直接噴き入れられる噴霧分XDからこの浮遊分X0´´´を差し引いた値が燃焼室壁付着分(燃焼室付着割合)XF[%]である。
4) Combustion chamber spray adhesion floating:
A part of the spray directly injected into the combustion chamber 5 floats in the combustion chamber 5 as a spray (including the portion to be vaporized), and the rest adheres to the combustion chamber wall and the cylinder surface wall 52. Since the spray having a smaller particle size is more likely to float as it is sprayed, the distribution of the spray adhering to the combustion chamber wall and the cylinder surface wall 52 (see the thin solid line) in the second characteristic from the lower right in FIG. The smaller particle size side is smaller than the distribution of spray (see thick line). The area between these two distributions is the amount that floats in the combustion chamber 5 while being sprayed (the air floating ratio in the combustion chamber 5) X0 ″ ″ [%], and is directly injected into the combustion chamber 5 A value obtained by subtracting the floating portion X0 ″ from the sprayed portion XD is the combustion chamber wall deposit (combustion chamber deposit ratio) XF [%].

5)吸気系噴霧付着場所:
図10上段右端の特性において、大きな山(太実線参照)は上記の吸気系付着分のXEの分布、小さな山(細実線参照)は吸気弁壁15aに付着する噴霧分の分布である。この小さな山の面積が吸気弁壁15aに付着する噴霧分X1[%]であり、上記吸気系付着分XEからこの吸気弁壁付着分X1を差し引いた値がポート壁付着分X2[%]である。
5) Intake system spray attachment location:
In the characteristic at the upper right end of FIG. 10, the large mountain (see thick solid line) is the XE distribution of the intake system adhering, and the small mountain (see thin solid line) is the distribution of the spray adhering to the intake valve wall 15a. The area of this small peak is the spray X1 [%] adhering to the intake valve wall 15a, and the value obtained by subtracting this intake valve wall X1 from the intake system adhesion XE is the port wall X2 [%]. is there.

6)燃焼室噴霧付着場所:
図10下段右端の特性において、大きな山(太実線参照)は上記の燃焼室付着分XFの分布、小さな山(細実線参照)は燃焼室壁に付着する噴霧の分布である。この小さな山の面積が燃焼室壁付着分X3[%]であり、上記燃焼室付着分XFからこの燃焼室壁付着分X3を差し引いた値がシリンダ面壁付着分X4[%]である。
6) Combustion chamber spray deposit location:
In the characteristic at the right end of the lower stage of FIG. 10, the large mountain (see the thick solid line) is the distribution of the combustion chamber deposit XF, and the small mountain (see the thin solid line) is the distribution of the spray adhered to the combustion chamber wall. The area of this small peak is the combustion chamber wall deposit X3 [%], and the value obtained by subtracting this combustion chamber wall deposit X3 from the combustion chamber deposit XF is the cylinder surface wall deposit X4 [%].

このように、吸気系残留分XB、XC、直接噴き入れられる噴霧分XD、吸気系付着分XE、燃焼室壁付着分XF、噴射時気化分X0´、浮遊分X0´´、X0´´´は同じ単位[%]であるが、XAだけはこれらと相違して分布そのものを表している。   Thus, the intake system residuals XB and XC, the directly sprayed spray XD, the intake system adhering component XE, the combustion chamber wall adhering component XF, the injection vaporization component X0 ′, the floating components X0 ″, and X0 ″ ′ Is the same unit [%], but only XA represents the distribution itself, unlike these.

以下、上記の噴射時噴霧の粒径分布XA、各分岐分XB、XC、XD、XF、X0´、X0´´、X0´´´の算出方法を個別に詳述する。
〈2−1〉噴霧分岐のモデル同定(気化)
1)XA;噴射時噴霧の粒径分布:
噴射時噴霧の質量割合についての粒径分布XAは噴射弁21の噴霧計測結果を用いる。
Hereinafter, the calculation method of the particle size distribution XA of the spray at the time of spraying, each branch XB, XC, XD, XF, X0 ′, X0 ″, and X0 ″ will be described in detail.
<2-1> Model identification of spray branching (vaporization)
1) XA: Particle size distribution of spray during spraying:
As the particle size distribution XA for the mass ratio of the spray at the time of injection, the spray measurement result of the injection valve 21 is used.

噴霧の粒径区分は、等間隔(例えば10μm毎)としてもよいし(図11(a)参照)、2n毎に区分してもよい(図11(b)参照)。粒径区分の数は多いほど精度がよくなるが、その反面でメモリ容量や演算時間が大きくなるので、CPUの能力に合わせて設計すればよい。 The particle size classification of the spray may be equal intervals (for example, every 10 μm) (see FIG. 11A), or may be classified every 2 n (see FIG. 11B). The greater the number of particle size categories, the better the accuracy. However, on the other hand, the memory capacity and calculation time increase, so it may be designed according to the CPU capacity.

簡単には粒径区分を一つだけとしてもかまわない。これは、噴射時の総噴霧の平均の粒径を用いることを意味する。この場合、噴霧の蒸発割合や滞留割合を近似的に粒径から求めることとなり、粒径が似通った場合は実験値で蒸発、滞留特性を近似できる。ただし、噴霧の粒径分布が大きく変わる噴射法、噴射弁では合わないこととなるので、このときには噴霧の粒径分布を用いればよい。   For simplicity, only one particle size classification may be used. This means that the average particle size of the total spray during injection is used. In this case, the evaporation rate and the retention rate of the spray are approximately determined from the particle diameter, and when the particle diameters are similar, the evaporation and retention characteristics can be approximated by experimental values. However, since the spraying method and the injection valve in which the spray particle size distribution changes greatly do not match, the spray particle size distribution may be used at this time.

2)X0´;噴射時気化分:
噴射時噴霧の気化については図12のように噴霧の質量をm、表面積をA、直径をD、噴霧の気化量をΔm、また、吸気ポート4の流速をV、吸気ポート4の温度をT、吸気ポート4の圧力(この圧力は大気圧より低くなり、大気圧を基準とすれば負圧となる。)をPとすると、気化率X0´と気化量Δmとは次式で表される。
2) X0 '; vaporization during injection:
As for the vaporization of the spray during injection, the mass of the spray is m, the surface area is A, the diameter is D, the vaporization amount of the spray is Δm, the flow velocity of the intake port 4 is V, and the temperature of the intake port 4 is T, as shown in FIG. If the pressure of the intake port 4 (this pressure is lower than the atmospheric pressure and becomes negative if the atmospheric pressure is used as a reference) is P, the vaporization rate X0 ′ and the vaporization amount Δm are expressed by the following equations. .

X0´=Δm/m …(16)
Δm=f(V、T、P)×A×t…(17)
ここで、(17)式のf(V、T、P)は単位表面積、単位時間当たりの蒸発量(この値を以下「気化特性」という。)で、気化特性f(V、T、P)は流速V、温度T、圧力Pの関数であることを表している。(17)式のtは単位時間である。
X0 ′ = Δm / m (16)
Δm = f (V, T, P) × A × t (17)
Here, f (V, T, P) in the equation (17) is a unit surface area and an evaporation amount per unit time (this value is hereinafter referred to as “vaporization characteristic”), and the vaporization characteristic f (V, T, P). Represents a function of the flow velocity V, temperature T, and pressure P. T in the equation (17) is a unit time.

この場合、A=D2×K1#、m=D3×K2#(K1#、K2#は定数)であるから、これらを(16)、(17)式に代入し、さらにΔmを消去すると、次式が得られる。 In this case, since A = D 2 × K1 # and m = D 3 × K2 # (K1 # and K2 # are constants), substituting these into the equations (16) and (17) and further deleting Δm The following equation is obtained.

X0´=ΣXAk×f(V、T、P)×A×t×KA#/Dk…(18)
ここで、XAk はk番目の区分の粒径に対する質量割合、Dkはk番目の区分の粒径で、Σは粒径の全区分(kについて1から最大区分数まで)にわたって総和することを表している。KA#はガス流速Vの表面積での有効利用率(1より小さい定数)である。
X0 ′ = ΣXAk × f (V, T, P) × A × t × KA # / Dk (18)
Here, XAk is a mass ratio with respect to the particle size of the kth section, Dk is the particle size of the kth section, and Σ represents the summation over all the particle size sections (from 1 to the maximum number of sections). ing. KA # is an effective utilization factor (constant smaller than 1) at the surface area of the gas flow velocity V.

上記の気化特性f(T、V、P)は温度Tと流速Vとから図13を内容とする特性のマップを検索して求める。図13に示したように気化特性f(V、T、P)は温度Tが高くなるほど、また流速Vが大きくなるほど大きくなる。図13では横軸の温度を−40℃から300℃まで広く採っているが、実際には「温度範囲」と記した領域で噴霧の気化、蒸発が行われる。   The vaporization characteristic f (T, V, P) is obtained by searching a characteristic map having the contents shown in FIG. 13 from the temperature T and the flow velocity V. As shown in FIG. 13, the vaporization characteristic f (V, T, P) increases as the temperature T increases and the flow velocity V increases. In FIG. 13, the temperature on the horizontal axis is widely set from −40 ° C. to 300 ° C., but in reality, the vaporization and evaporation of the spray are performed in the region indicated as “temperature range”.

横軸の第2項の(Pa−P)/Pa×#KPTは、圧力Pによる温度補正分である。これは、圧力Pによる揮発性差、つまり低負荷時のように圧力Pが大気圧Paより低いときのほうが高負荷時のように圧力Pが低負荷時より高いときより蒸発量が多くなることを考慮したものである。   The second term (Pa−P) / Pa × # KPT on the horizontal axis is the temperature correction due to the pressure P. This is because the volatility difference due to the pressure P, that is, when the pressure P is lower than the atmospheric pressure Pa as at low load, the amount of evaporation is larger than when the pressure P is higher than at low load as at high load. It is taken into consideration.

ところで、気化特性f(T、V、P)のパラメータのうち流速Vには、噴霧の貫通力による相対流速分と吸気の燃焼室吸入による流速分とがあるので、噴射時気化分X0´を噴霧貫通分と吸気気流分の合計として、つまり上記(18)式に代えて次式により求める。   By the way, among the parameters of the vaporization characteristic f (T, V, P), the flow velocity V includes a relative flow velocity component due to the spray penetration force and a flow velocity component due to the intake combustion chamber suction. The sum of the spray penetration and the intake airflow is obtained by the following equation instead of the above equation (18).

X0´=ΣXAk×f(V1、T、P)×A×t1×KA#/Dk
+ΣXAk×f(V2、T、P)×A×t2×KA#/Dk…(19)
ただし、V1;噴霧貫通力による噴霧の速度、
t1;噴霧の貫通に要する時間、
V2;吸気気流の速度、
t2;吸気気流に噴霧が暴露されている時間、
ここで、噴霧貫通力による噴霧の速度V1と噴霧の貫通に要する時間t1とは、噴射弁21に作用する燃圧Pfが決まれば一定値である。これらV1、t1の値は噴射弁21の仕様が決まれば定まる。燃圧Pfを可変に制御するエンジンでは、燃圧PfによりV1、t1が変化するので、燃圧Pfの関数として設定する。
X0 ′ = ΣXAk × f (V1, T, P) × A × t1 × KA # / Dk
+ ΣXAk × f (V2, T, P) × A × t2 × KA # / Dk (19)
V1; spraying speed by spray penetration force,
t1: time required for spray penetration;
V2: the speed of the intake airflow,
t2: time during which the spray is exposed to the intake airflow,
Here, the spray velocity V1 due to the spray penetration force and the time t1 required for the spray penetration are constant values if the fuel pressure Pf acting on the injection valve 21 is determined. The values of V1 and t1 are determined when the specifications of the injection valve 21 are determined. In an engine in which the fuel pressure Pf is variably controlled, V1 and t1 vary depending on the fuel pressure Pf, and thus are set as a function of the fuel pressure Pf.

燃焼室5への空気の吸入は間欠的なので、吸気気流の速度(吸気ポート4の流速)V2はエンジン回転速度Neに比例する、つまりV2は次式により計算できる。   Since the intake of air into the combustion chamber 5 is intermittent, the speed of the intake airflow (flow velocity of the intake port 4) V2 is proportional to the engine speed Ne, that is, V2 can be calculated by the following equation.

V2=Ne×#KV …(20)
ただし、#KV;流速指数、
(20)式の流速指数#KVは流路面積(吸気ポート4の流路面積)を気筒容積で割った値により定まる値である。この指数には単位合わせの分も含める。ここで、流路面積、気筒容積は図面より求めることができる。
V2 = Ne × # KV (20)
Where #KV; flow velocity index,
The flow velocity index #KV in the equation (20) is a value determined by a value obtained by dividing the flow passage area (flow passage area of the intake port 4) by the cylinder volume. This index also includes unit alignment. Here, the flow path area and the cylinder volume can be obtained from the drawings.

噴霧の流速への曝され度合いを表す吸気気流の暴露時間t2は噴射タイミングI/Tとエンジン回転速度Neの影響を受けるので、噴射タイミングI/Tと回転速度Neから図14を内容とするマップを検索することにより求める。   Since the exposure time t2 of the intake airflow representing the degree of exposure to the flow rate of the spray is affected by the injection timing I / T and the engine rotational speed Ne, the map having the contents shown in FIG. 14 from the injection timing I / T and the rotational speed Ne. Find by searching.

気化特性f(T、V、P)のパラメータのうち温度Tには吸気温度を用いる。ただし、残留ガス(外部EGRガスや内部EGRガス)を考慮するときにはこの残留ガスと混合したガス温度を用いる。このガス温度は吸気温度や水温から推定する。簡単には吸気温度と水温の単純平均値や加重平均値をガス温度の推定値とすればよい。吸気温度は吸気温度センサ47により、水温は水温センサ37により検出する。気化熱は無視し適合でカバーする。気化特性f(T、V、P)のパラメータのうち圧力Pには吸気圧力を用いる。吸気圧力は吸気コレクタ2に設ける圧力センサ44により検出する。   Of the parameters of the vaporization characteristic f (T, V, P), the intake air temperature is used as the temperature T. However, when considering the residual gas (external EGR gas or internal EGR gas), the gas temperature mixed with the residual gas is used. This gas temperature is estimated from the intake air temperature and the water temperature. Simply, a simple average value or a weighted average value of the intake air temperature and the water temperature may be used as the estimated value of the gas temperature. The intake air temperature is detected by an intake air temperature sensor 47, and the water temperature is detected by a water temperature sensor 37. Ignore heat of vaporization and cover with conformity. Of the parameters of the vaporization characteristic f (T, V, P), the intake pressure is used as the pressure P. The intake pressure is detected by a pressure sensor 44 provided in the intake collector 2.

3)XB;吸気ポートに残留する噴霧分:
このようにして噴射時気化分X0´が求まると、噴霧のまま吸気ポート4に残留する噴霧分XBは次式で与えられる。
3) XB: Spray remaining in the intake port:
When the injection vaporization amount X0 ′ is obtained in this way, the spray amount XB remaining in the intake port 4 while being sprayed is given by the following equation.

XB=XA−X0´…(21)
〈2−2〉噴霧分岐のモデル同定(直接噴き入り)
1)XD;燃焼室5へと直接噴き入れられる噴霧分:
噴射弁21からの噴霧は、排気行程中の噴射であれば吸気弁15が全閉しているので、吸気弁15、吸気ポート4にしか直撃しないのであるが、吸気弁傘裏部を狙って吸気行程で噴射するときには、図15のようにその一部が吸気弁15または吸気ポートに衝突することなく吸気弁15と弁シートの隙間を抜けて燃焼室5へと直接噴き入れられる。この直接噴き入り率をKXDとし、燃焼室5へと直接噴き入れられる噴霧分XDを次式により算出する。
XB = XA−X0 ′ (21)
<2-2> Model identification of spray branching (direct injection)
1) XD: Spray amount directly injected into the combustion chamber 5:
If the spray from the injection valve 21 is an injection during the exhaust stroke, the intake valve 15 is fully closed, so that it only hits the intake valve 15 and the intake port 4 directly. When injecting in the intake stroke, a part thereof is injected directly into the combustion chamber 5 through the gap between the intake valve 15 and the valve seat without colliding with the intake valve 15 or the intake port as shown in FIG. This direct injection rate is set as KXD, and the spray amount XD directly injected into the combustion chamber 5 is calculated by the following equation.

XD=XB×KXD…(22)
直接噴き入り率KXDは噴射タイミングのほか、噴射方向(噴射弁21の向きと吸気弁15の向き)の影響も受ける。そこで、噴射タイミングI/Tと噴射弁21の軸と吸気弁15の軸との挟み角βとから図16を内容とするマップを検索することにより直接噴き入り率KXDを求める。挟み角βは図面からわかる。図16の特性は適合により求める。
XD = XB × KXD (22)
In addition to the injection timing, the direct injection rate KXD is also affected by the injection direction (the direction of the injection valve 21 and the direction of the intake valve 15). Therefore, the direct injection rate KXD is obtained by searching a map having the contents shown in FIG. 16 from the injection timing I / T and the sandwich angle β between the axis of the injection valve 21 and the axis of the intake valve 15. The sandwich angle β can be seen from the drawing. The characteristics shown in FIG. 16 are obtained by matching.

また、吸気弁作動角可変機構27を備えるエンジンでは吸気弁15の弁リフト、プロフィールも直接噴き入り率KXDに影響するので、当該エンジンでは次式により直接噴き入り率KXDを算出する。   Further, in an engine equipped with the intake valve operating angle variable mechanism 27, the valve lift and profile of the intake valve 15 also directly affect the injection rate KXD. Therefore, in the engine, the direct injection rate KXD is calculated by the following equation.

KXD=KXD0×H/H0…(23)
ただし、H ;吸気弁15の最大リフト、
H0;基準最大リフト、
(23)式のH0は吸気弁作動角可変機構27を働かせないときの吸気弁15の最大リフトである。吸気弁作動角可変機構27を働かせるときには、通常、吸気弁15の最大リフトHがH0より小さくなるので、その分直接噴き入り率が減る。そこで(23)式によりその分の減量補正を行わせるものである。
KXD = KXD0 × H / H0 (23)
Where H: the maximum lift of the intake valve 15,
H0: Standard maximum lift,
H0 in the equation (23) is the maximum lift of the intake valve 15 when the intake valve operating angle variable mechanism 27 is not operated. When the intake valve operating angle variable mechanism 27 is operated, the maximum lift H of the intake valve 15 is usually smaller than H0, so that the direct injection rate is reduced accordingly. Therefore, the amount of reduction is corrected by the equation (23).

2)XC;吸気系残留噴霧分:
このようにして直接噴き入れられる噴霧分XDが求まると、吸気系に残留する噴霧分XCは次式で与えられる。
2) XC: Inhalation system residual spray:
When the spray amount XD directly injected is obtained in this way, the spray amount XC remaining in the intake system is given by the following equation.

XC=XB−XD…(24)
〈2−3〉噴霧分岐のモデル同定(浮遊)
1)X0´´;吸気系での浮遊分:
吸気ポート4に噴霧がくまなく分布し、図17のように各噴霧は重力加速度により空気に抗して落下するものと仮定する。こうした自然落下モデルでは、落下してポート壁4aに到達しない噴霧は浮遊し、ポート壁4aに到達した噴霧はポート壁4aに付着するとみなす。
XC = XB-XD (24)
<2-3> Model identification of spray branch (floating)
1) X0 ″; Floating matter in the intake system:
It is assumed that the spray is distributed throughout the intake port 4 and that each spray falls against the air due to the acceleration of gravity as shown in FIG. In such a natural fall model, the spray that falls and does not reach the port wall 4a floats, and the spray that reaches the port wall 4a is considered to adhere to the port wall 4a.

ただし、自然落下では噴霧の落下速度は、速度あるいは速度の2乗の比例した空気抵抗がある場合を含めて粒径D(∝質量)に関係しないのであるが、本実施形態では噴霧の落下速度Vは粒径Dの関数であり、図18のように粒径Dが大きいほど大きくなるものとみなしている。   However, in the natural fall, the spray drop speed is not related to the particle diameter D (∝mass) including the case where there is an air resistance proportional to the speed or the square of the speed. V is a function of the particle size D, and is assumed to increase as the particle size D increases as shown in FIG.

噴霧の落下距離Lは、この落下速度Vに噴霧の浮遊時間(あるいは到達制限時間)tを掛けた値である。図18に壁面までの最大距離#L(ポート高さ#LP)を採ると、噴霧の落下距離Lがこの最大距離#L以上となる噴霧は全てポート壁4aに付着するので、粒径毎の浮遊分の特性は図18のように右下がりの特性となり、粒径毎の浮遊分が0以上の面積分を粒径について総和した値が吸気系での浮遊分X0´´になる。これは次式により求めることができる。   The spray drop distance L is a value obtained by multiplying the drop velocity V by the spray floating time (or arrival limit time) t. When taking the maximum distance #L (port height #LP) to the wall surface in FIG. 18, all the sprays whose spray drop distance L is greater than or equal to this maximum distance #L adhere to the port wall 4a. As shown in FIG. 18, the characteristics of the floating component are downward-sloping, and a value obtained by summing up the particle size of the area where the floating component for each particle size is 0 or more becomes the floating component X0 ″ in the intake system. This can be obtained by the following equation.

X0´´=Σ(1−Lk/#LP)…(25)
ここで、Lkは粒径区分kにおける噴霧の到達距離である。このLkは、
Lk=Vk×tp…(26)
の式により表されるので(Vkは粒径区分kにおける噴霧の落下速度、tpは浮遊時間(あるいは到達制限時間)としての噴射タイミングI/Tより圧縮行程開始までの時間)、これを(25)式に代入すると、次式が得られる。
X0 ″ = Σ (1-Lk / # LP) (25)
Here, Lk is a spray reach distance in the particle size classification k. This Lk is
Lk = Vk × tp (26)
(Vk is the spray falling speed in the particle size category k, tp is the time from the injection timing I / T as the floating time (or arrival limit time) to the start of the compression stroke), Substituting into the formula gives:

X0´´=Σ(1−Vk×tp/#LP)…(27)
この結果、粒径Dをパラメータとする小区分毎の噴霧の落下速度Vのテーブル(図18参照)を作成しておき、粒径区分kが1よりD0となるまで、(27)式により総和すれば吸気系での浮遊分X0´´を求めることができる。D0は図18において粒径毎の浮遊分が0となるときの粒径である。tpはエンジンコントローラ31内蔵のタイマにより計測させればよい。#LPは一定値であり、図面より定まる。
X0 ″ = Σ (1-Vk × tp / # LP) (27)
As a result, a table (see FIG. 18) of the spray drop velocity V for each of the small sections using the particle diameter D as a parameter is created, and the sum is obtained from the equation (27) until the particle diameter section k becomes 1 to D0. Then, the floating part X0 ″ in the intake system can be obtained. D0 is a particle size when the floating portion for each particle size becomes 0 in FIG. tp may be measured by a timer built in the engine controller 31. #LP is a constant value and is determined from the drawing.

2)X0´´´;燃焼室での浮遊分:
考え方は吸気系での浮遊分X0´´と同様である。すなわち、燃焼室5内に噴霧がくまなく分布し、図17のように各噴霧は重力加速度により空気に抗して落下するものと仮定する。こうした自然落下モデルでは、落下してピストン冠面6aに到達しない噴霧は浮遊し、ピストン冠面6aに到達した噴霧は燃焼室(燃焼室壁やシリンダ面壁52)に付着するとみなす。
2) X0 "': Floating matter in the combustion chamber:
The idea is the same as that of the floating part X0 ″ in the intake system. That is, it is assumed that sprays are distributed throughout the combustion chamber 5 and that each spray falls against the air by gravity acceleration as shown in FIG. In such a natural fall model, the spray that falls and does not reach the piston crown surface 6a floats, and the spray that reaches the piston crown surface 6a is considered to adhere to the combustion chamber (combustion chamber wall or cylinder surface wall 52).

また、噴霧の落下速度Vは粒径Dの関数であり、図18のように粒径Dが大きいほど大きくなるものとみなす。   The spray drop speed V is a function of the particle diameter D, and is assumed to increase as the particle diameter D increases as shown in FIG.

噴霧の落下距離Lは、この落下速度Vに噴霧の浮遊時間(あるいは到達制限時間)tを掛けた値である。図18に壁面までの最大距離#Lである燃焼室高さ#LC(例えばピストン中点で代表させる)を採ると、噴霧の落下距離Lがこの燃焼室高さ#LC以上となる燃料噴霧は全て燃焼室に付着するので、粒径毎の浮遊分の特性は図18のように右下がりの特性となり、粒径毎の浮遊分が0以上の面積分を粒径について総和した値が燃焼室での浮遊分X0´´´になる。これは次式により求めることができる。   The spray drop distance L is a value obtained by multiplying the drop velocity V by the spray floating time (or arrival limit time) t. When taking the combustion chamber height #LC (for example, represented by the piston midpoint) that is the maximum distance #L to the wall surface in FIG. 18, the fuel spray whose spray drop distance L is equal to or greater than the combustion chamber height #LC is as follows. Since all of the particles adhere to the combustion chamber, the characteristics of the floating part for each particle size become a downward-sloping characteristic as shown in FIG. It becomes floating part X0 '' 'in. This can be obtained by the following equation.

X0´´´=Σ(1−Lk/#LC)…(28)
ここで、Lkは粒径区分kにおける噴霧の到達距離であり、このLkは、
Lk=Vk×tc…(29)
の式により表されるので(Vkは粒径区分kにおける噴霧の落下速度、tcは浮遊時間(あるいは到達制限時間)としての噴射タイミングI/T(または吸気行程開始)より圧縮行程終了(または燃焼開始)までの時間)、これを(28)式に代入すると、次式が得られる。
X0 ″ ″ = Σ (1-Lk / # LC) (28)
Here, Lk is the spray reach distance in the particle size classification k, and this Lk is
Lk = Vk × tc (29)
(Vk is the spray drop speed in the particle size category k, tc is the end of the compression stroke (or combustion) from the injection timing I / T (or the start of the intake stroke) as the floating time (or the arrival limit time). Substituting this into the equation (28) gives the following equation:

X0´´´=Σ(1−Vk×tc/#LC)…(30)
この結果、粒径Dをパラメータとする小区分毎の噴霧の落下速度Vのテーブル(図18参照)を作成しておき、粒径区分が1よりD0となるまで、(30)式により総和すれば燃焼室での浮遊分X0´´´を求めることができる。D0は図18において粒径毎の浮遊分が0となるときの粒径である。tcエンジンコントローラ31内蔵のタイマにより計測させればよい。#LCは一定値であり、図面より定まる。
X0 ″ ″ = Σ (1-Vk × tc / # LC) (30)
As a result, a table (see FIG. 18) of the spray drop speed V for each of the small sections using the particle diameter D as a parameter is created and summed up according to the equation (30) until the particle diameter section becomes D0 from 1. In this case, the floating part X0 "'in the combustion chamber can be obtained. D0 is a particle size when the floating portion for each particle size becomes 0 in FIG. The time may be measured by a timer built in the tc engine controller 31. #LC is a constant value and is determined from the drawing.

3)XE、XF;吸気系、燃焼室に付着する分:
このようにして吸気系での浮遊分X0´´、燃焼室での浮遊分X0´´´が求まると、吸気系付着分XE、燃焼室付着分XFは次式で与えられる。
3) XE, XF: The amount adhering to the intake system and the combustion chamber:
Thus, when the floating part X0 ″ in the intake system and the floating part X0 ″ ″ in the combustion chamber are obtained, the intake system adhesion part XE and the combustion chamber adhesion part XF are given by the following equations.

XE=XC−X0´´ …(31)
XF=XD−X0´´´…(32)
吸気弁作動角可変機構27を備えるエンジンでは、直接噴き入れられる噴霧の2次微粒化が促進されるため、直接噴き入れられる噴霧分XDと燃焼室での浮遊分X0´´´の補正を行う。ここで、2次微粒化とは、吸気弁作動角可変機構27が働くとき、吸気弁15の最大リフトが小さくなって吸気弁15と弁シートの隙間を流れる気流が、吸気弁作動角可変機構27が働かないときより高速となり、そのぶん直接噴き入れられる噴霧の微粒化が促進されることをいう。
XE = XC-X0 ″ (31)
XF = XD−X0 ′ ″ (32)
In the engine equipped with the intake valve operating angle variable mechanism 27, since the secondary atomization of the spray directly injected is promoted, the spray XD directly injected and the floating X0 ″ in the combustion chamber are corrected. . Here, the secondary atomization means that when the intake valve operating angle variable mechanism 27 is operated, the maximum lift of the intake valve 15 is reduced and the airflow flowing through the gap between the intake valve 15 and the valve seat is changed to the intake valve operating angle variable mechanism. This means that the speed is higher than when 27 does not work, and atomization of the spray that is directly injected is promoted.

この2次微粒化によって粒径毎の浮遊分及び粒径毎の燃焼室での付着分の各分布が、図10下段の右から2番目の特性に示したように実線から破線の特性へと移行する。この破線特性の各分布とするには、直接噴き入れられる噴霧分XD及び燃焼室での浮遊分X0´´´の各分布を粒径が小さくなる方向に2格子ずつずらすなどして補正し、この新たな補正後の各分布を用いて前述のようにして直接噴き入れられる噴霧分XD、燃焼室内での浮遊分X0´´´を求め、これら求めたXD、X0´´´を上記(32)式に用いる。
〈2−4〉噴霧分岐のモデル同定(付着部位)
1)X1、X2;吸気弁壁付着分、ポート壁付着分:
吸気系付着分XEの分布は図19において下側の太実線であり、このうち吸気弁壁付着分X1の分布は図19において下側の破線のようになり、2つの分布の間がポート壁付着分X2の分布である。従って、吸気系付着分XEを、吸気弁直撃率#DVRに応じて次式のように吸気弁壁付着分X1と、ポート壁付着分X2とに割り振る。
As a result of this secondary atomization, the distribution of the floating portion for each particle size and the amount of deposit in the combustion chamber for each particle size change from the solid line to the broken line as shown in the second characteristic from the right in the lower part of FIG. Transition. In order to obtain each distribution of the broken line characteristics, the distribution of the sprayed portion XD directly injected and the floating portion X0 '″ in the combustion chamber is corrected by shifting the lattice by 2 grids in the direction of decreasing the particle size, Using these new corrected distributions, the spray amount XD directly injected as described above and the floating portion X0 ″ ″ in the combustion chamber are obtained, and the obtained XD and X0 ″ ″ are calculated as (32 ) Used in the equation
<2-4> Model identification of spray branch (attachment site)
1) X1, X2; intake valve wall adhesion, port wall adhesion:
The distribution of the intake system adhering portion XE is a lower solid line in FIG. 19, and the distribution of the intake valve wall adhering portion X1 is as shown by the lower broken line in FIG. 19, and the port wall is between the two distributions. This is the distribution of the deposit X2. Therefore, the intake system adhesion part XE is allocated to the intake valve wall adhesion part X1 and the port wall adhesion part X2 according to the intake valve direct hit rate #DVR as in the following equation.

X1=XE×KX1…(33)
X2=XE−X1 …(34)
ただし、KX1;吸気弁直撃率係数、
ここで、吸気弁直撃率係数KX1は吸気弁直撃率#DVRと圧力Pとから図20を内容とするマップを検索することにより求める。図20に示したように吸気弁直撃率係数KX1は吸気弁直撃率#DVRが大きくなるほど大きくなる。また、吸気弁直撃率#DVRが同じでも圧力Pが小さくなる低負荷時のほうが吸気弁直撃率係数KX1の値が小さくなる。図20において「負圧無」とは圧力Pが大気圧に近づく高負荷時のこと、「高負圧」とは圧力Pが大気圧より離れて小さくなる低負荷時のことである。吸気弁直撃率#DVRは、噴射弁21からの噴霧が吸気弁15に衝突する割合のことで、吸気ポート4と噴射弁噴霧の図面から算出できる。
X1 = XE × KX1 (33)
X2 = XE-X1 (34)
Where KX1: intake valve direct hit rate coefficient,
Here, the intake valve direct hit rate coefficient KX1 is obtained by searching a map containing FIG. 20 from the intake valve direct hit rate #DVR and the pressure P. As shown in FIG. 20, the intake valve direct hit rate coefficient KX1 increases as the intake valve direct hit rate #DVR increases. In addition, even when the intake valve direct hit rate #DVR is the same, the value of the intake valve direct hit rate coefficient KX1 is smaller at the time of low load where the pressure P is small. In FIG. 20, “no negative pressure” means a high load when the pressure P approaches atmospheric pressure, and “high negative pressure” means a low load when the pressure P becomes smaller than the atmospheric pressure. The intake valve direct hit rate #DVR is a ratio at which the spray from the injection valve 21 collides with the intake valve 15, and can be calculated from the drawings of the intake port 4 and the injection valve spray.

2)X3、X4;燃焼室壁付着分、シリンダ面壁付着分:
燃焼室壁、シリンダ面壁52に付着する噴霧の分布を図19に重ねて示す。燃焼室付着分XFを、割り振り率KX4で次式のように燃焼室壁付着分X3と、シリンダ面壁付着分X4とに割り振る。
2) X3, X4: combustion chamber wall deposit, cylinder surface wall deposit:
The distribution of the spray adhering to the combustion chamber wall and the cylinder surface wall 52 is shown in FIG. The combustion chamber deposit XF is allocated to the combustion chamber wall deposit X3 and the cylinder surface wall deposit X4 as shown in the following equation at an allocation rate KX4.

X4=XF×KX4…(35)
X3=XF−X4 …(36)
ここで、噴霧流入のレイアウトによりシリンダ付着指標を定め、このシリンダ付着指標から図21を内容とするテーブルを検索して割り振り率KX4を求める。ここで、シリンダ指標は噴射弁21からの噴霧が吸気弁15と弁シートの隙間を抜けて燃焼室5内に入って各部壁に付着する燃料のうち、シリンダ面壁に向かう割合を表すもので、例えば噴霧形状を円錐として吸気弁15と弁シートの隙間を抜ける割合をRB、RBのうちシリンダ面壁に向かう割合をRAとすれば、RA/RBをシリンダ指標として用いればよい。図21のように、割り振り率KX4はシリンダ付着指標が大きくなるほど大きくなる値である。
X4 = XF × KX4 (35)
X3 = XF-X4 (36)
Here, a cylinder adhesion index is determined by the spray inflow layout, and an allocation rate KX4 is obtained by searching a table having the contents shown in FIG. 21 from the cylinder adhesion index. Here, the cylinder index represents the ratio of the fuel sprayed from the injection valve 21 through the gap between the intake valve 15 and the valve seat into the combustion chamber 5 and adhering to each part wall toward the cylinder wall, For example, if the spray shape is a cone and the ratio of passing through the gap between the intake valve 15 and the valve seat is RB, and the ratio of RB toward the cylinder wall is RA, RA / RB may be used as the cylinder index. As shown in FIG. 21, the allocation rate KX4 is a value that increases as the cylinder adhesion index increases.

シリンダ付着指標は流れのシミュレーションモデルや、単体試験での部位別壁流回収実験等の結果から設定することができる。   The cylinder adhesion index can be set from the result of a flow simulation model, a part-by-part wall flow recovery experiment in a unit test, or the like.

このようにして、図9に示した噴射弁噴霧の分岐モデルによれば、噴射弁21からの噴射時噴霧の各分岐割合X0、X1、X2、X3、X4を算出することができ、これらは従来の方法である温度、回転速度、負荷信号等の運転条件から直接マップやテーブルを使って求めるものと比べて、物理モデルを促進しているので、個別のエンジン実験による適合をほとんど無くすことができており、適合工数の低減や適合期間の短縮が可能となっている。   In this way, according to the branch model of the injection valve spray shown in FIG. 9, the branch ratios X0, X1, X2, X3, and X4 of the spray at the time of injection from the injection valve 21 can be calculated. Compared to the conventional method that uses a map or table directly from the operating conditions such as temperature, rotation speed, load signal, etc., the physical model is promoted, so it is possible to eliminate the adaptation by individual engine experiments. It is possible to reduce the number of conforming man-hours and the conforming period.

また実施形態には示してないが、噴霧の粒径情報を持っているので、それを燃焼のプロセスまで延長して算出させれば、燃焼の効率、排気性能まで予測することに繋がる可能性を持っている。   Although not shown in the embodiment, since it has the particle size information of the spray, if it is calculated by extending it to the combustion process, it may lead to prediction of combustion efficiency and exhaust performance. have.

次に図4に示した残りの分岐割合である壁流の分岐割合Y0〜Y2,Z0〜Z2、V0〜V1,W0〜W2の算出について項分け説明する。
〈3〉壁流の蒸発、持ち去りのモデル同定
ここではまず壁流を物理モデルとするに際しての基本的な考え方を示す。
Next, the calculation of the wall flow branching ratios Y0 to Y2, Z0 to Z2, V0 to V1, and W0 to W2 that are the remaining branching ratios shown in FIG. 4 will be described.
<3> Model Identification of Wall Flow Evaporation and Removal Here, the basic concept for using a wall flow as a physical model is shown first.

1)壁流の蒸発:
図22のように壁流の蒸発モデルを考える。すなわち、蒸発表面積Aは波の高さと比例し、また波の高さは付着量mと比例すると仮定すると、次式が成立する。
1) Wall flow evaporation:
Consider a wall flow evaporation model as shown in FIG. That is, assuming that the evaporation surface area A is proportional to the wave height, and the wave height is proportional to the adhesion amount m, the following equation is established.

A=m×K# …(37)
ただし、K#;定数、
蒸発量Δmは次式により与えられる。
A = m × K # (37)
Where K #; constant,
The evaporation amount Δm is given by the following equation.

Δm=f(T、V、P)×A …(38)
(38)式のf(T、V、P)は壁流の蒸発特性である。この壁流の蒸発は噴霧の蒸発と同様であるから、壁流の蒸発特性としては図13に示した気化特性をそのまま流用している。ただし、(38)式は上記(17)式と比較して右辺に単位時間tがない。つまり、ここでのΔmは単位時間当たりで考えている。
Δm = f (T, V, P) × A (38)
In equation (38), f (T, V, P) is the evaporation characteristic of the wall flow. Since the evaporation of the wall flow is the same as the evaporation of the spray, the vaporization characteristic shown in FIG. 13 is used as the evaporation characteristic of the wall flow. However, the equation (38) has no unit time t on the right side as compared with the equation (17). That is, Δm here is considered per unit time.

(37)、(38)式を用いると、壁流の蒸発率yは次式により与えられる。   When the equations (37) and (38) are used, the evaporation rate y of the wall flow is given by the following equation.

y=Δm/m=f(T、V、P)×K#…(39)
この結果、壁流の蒸発量は付着量と比例する。
y = Δm / m = f (T, V, P) × K # (39)
As a result, the evaporation amount of the wall flow is proportional to the adhesion amount.

2)壁流の持ち去り(噴霧再飛散、壁流移動):
図23のように壁流の再飛散(飛散)と壁流の移動のモデルを考える。すなわち、壁流の再飛散量Δm´も波の高さと比例し、波の高さは付着量mと比例すると仮定すると、壁流の飛散率y1、2は次式により与えられる。
2) Carrying away wall flow (spray re-scattering, wall flow movement):
Consider a model of wall flow re-scattering (scattering) and wall flow movement as shown in FIG. That is, assuming that the re-scattering amount Δm ′ of the wall flow is also proportional to the wave height and the wave height is proportional to the adhesion amount m, the wall flow scattering rate y1 and 2 are given by the following equations.

y1、2=Δm´/m=f(T、V、粘度、表面張力)×K#…(40)
(40)式のf(T、V、粘度、表面張力)は再飛散率基本値(飛散率基本値)で、その特性を図24に示す。使用燃料であるガソリンが決まると粘度と表面張力が定まり、その使用燃料に対して適合することにより、図24に示したように温度Tと流速Vに対する特性が得られる。再飛散率基本値は温度Tが高くなるほど、また流速Vが大きくなるほど大きくなる値である。
y1,2 = Δm ′ / m = f (T, V, viscosity, surface tension) × K # (40)
F (T, V, viscosity, surface tension) in the equation (40) is a rescattering rate basic value (scattering rate basic value), and its characteristics are shown in FIG. When gasoline as the fuel to be used is determined, the viscosity and the surface tension are determined, and the characteristics with respect to the temperature T and the flow velocity V are obtained as shown in FIG. The re-scattering rate basic value is a value that increases as the temperature T increases and the flow velocity V increases.

これより壁流の再飛散量も付着量と比例すると仮定する。   From this, it is assumed that the amount of re-scattering of the wall flow is also proportional to the amount of adhesion.

同じく図23において壁流は流速Vに押し流されて移動し、その壁流の移動速度が壁流厚さHの影響を受けないと仮定すると、壁流の移動量Δm´´、壁流厚さHは次式により与えられる。   Similarly, in FIG. 23, assuming that the wall flow moves while being pushed by the flow velocity V, and the moving speed of the wall flow is not affected by the wall flow thickness H, the wall flow movement amount Δm ″, the wall flow thickness H is given by:

Δm´´=H×Vw …(41)
H=m×K# …(42)
ただし、Vw;壁流の移動速度、
(41)式の壁流の移動速度Vwは、
Vw=f(V、T、粘度) …(43)
である。ここで、(43)式のf(V、T、粘度)は移動率基本値で、その特性を図25に示す。使用燃料であるガソリンが決まると粘度が定まり、その使用燃料に対して適合することにより、図25に示したように温度Tと流速Vに対する特性が得られる。移動率基本値は温度Tが高くなるほど、また流速Vが大きくなるほど大きくなる値である。
Δm ″ = H × Vw (41)
H = m × K # (42)
Where Vw: wall flow velocity,
The moving velocity Vw of the wall flow of the equation (41) is
Vw = f (V, T, viscosity) (43)
It is. Here, f (V, T, viscosity) in the equation (43) is a basic value of the mobility, and its characteristics are shown in FIG. When the gasoline as the fuel to be used is determined, the viscosity is determined, and the characteristics for the temperature T and the flow velocity V are obtained as shown in FIG. The movement rate basic value is a value that increases as the temperature T increases and the flow velocity V increases.

(41)〜(43)式を用いると、壁流の移動率y1、2´は次式により与えられる。   When the equations (41) to (43) are used, the wall flow movement rates y1 and 2 'are given by the following equations.

y1、2´=Δm/m=f(V、T、粘度)×K# …(44)
これより壁流の移動量も付着量と比例すると仮定する。
y1, 2 ′ = Δm / m = f (V, T, viscosity) × K # (44)
From this, it is assumed that the amount of wall flow movement is also proportional to the amount of adhesion.

このように、壁流の蒸発、持ち去りはすべて付着量に比例するとみなして次に述べる壁流モデルを構築する。
〈4−1〉蒸発、持ち去りの各部モデルへの適用
1)吸気弁壁流への適用:
図26は図22、図23の壁流モデルを吸気弁15に形成される壁流に適用した図である。この吸気弁壁流からの蒸発燃焼分、吸気弁壁流からの燃焼室壁への分岐分、吸気弁壁流からのシリンダ面壁52への分岐分をそれぞれ次のように算出する。
In this way, the wall flow model described below is constructed assuming that the evaporation and removal of the wall flow are all proportional to the amount of adhesion.
<4-1> Application to each part model of evaporation and removal 1) Application to intake valve wall flow:
FIG. 26 is a diagram in which the wall flow model of FIGS. 22 and 23 is applied to the wall flow formed in the intake valve 15. The evaporative combustion from the intake valve wall flow, the branch from the intake valve wall flow to the combustion chamber wall, and the branch from the intake valve wall flow to the cylinder surface wall 52 are calculated as follows.

蒸発燃焼分 ;Y0=Δm/m
=f(図13)×#KWVV …(45)
燃焼室壁分岐分 ;Y1=(Δm´+Δm´´)/m
=f(図24)×#KVC+f(図25)×#KVT
…(46)
シリンダ面壁分岐分;Y2=(Δm´+Δm´´)/m
=f(図24)×(1−#KVC)
+f(図25)(1−×#KVT)…(47)
ここで、#KWVVは吸気弁壁流の蒸発係数、#KVCは吸気弁壁流の再飛散係数、#KVTは吸気弁壁流の移動係数である。
Evaporative combustion: Y0 = Δm / m
= F (FIG. 13) × # KWVV (45)
Combustion chamber wall branch; Y1 = (Δm ′ + Δm ″) / m
= F (FIG. 24) × # KVC + f (FIG. 25) × # KVT
... (46)
Cylinder wall branch; Y2 = (Δm ′ + Δm ″) / m
= F (FIG. 24) × (1- # KVC)
+ F (FIG. 25) (1-x # KVT) (47)
Here, #KWVV is an evaporation coefficient of the intake valve wall flow, #KVC is a re-scattering coefficient of the intake valve wall flow, and #KVT is a movement coefficient of the intake valve wall flow.

2)吸気ポート壁流への適用:
図27は図22、図23の壁流モデルを吸気ポートに形成される壁流に適用した図である。この吸気ポート壁流からの蒸発燃焼分、吸気ポート壁流からの燃焼室壁への分岐分、吸気ポート壁流からのシリンダ面壁52への分岐分をそれぞれ次のように算出する。
2) Application to intake port wall flow:
FIG. 27 is a diagram in which the wall flow model of FIGS. 22 and 23 is applied to the wall flow formed in the intake port. The evaporative combustion from the intake port wall flow, the branch from the intake port wall flow to the combustion chamber wall, and the branch from the intake port wall flow to the cylinder surface wall 52 are calculated as follows.

蒸発燃焼分 ;Z0=Δm/m
=f(図13)×#KWVP …(48)
燃焼室壁分岐分 ;Z1=(Δm´+Δm´´)/m
=f(図24)×#KHC+f(図25)×#KHT
…(49)
シリンダ面壁分岐分;Z2=(Δm´+Δm´´)/m
=f(図24)×(1−#KHC)
+f(図25)(1−×#KHT)…(50)
ここで、#KWVPは吸気ポート壁流の蒸発係数、#KHCは吸気ポート壁流の再飛散係数、#KHTは吸気ポート壁流の移動係数である。
Evaporative combustion: Z0 = Δm / m
= F (FIG. 13) × # KWVP (48)
Combustion chamber wall branch: Z1 = (Δm ′ + Δm ″) / m
= F (FIG. 24) × # KHC + f (FIG. 25) × # KHT
... (49)
Cylinder wall branching; Z2 = (Δm ′ + Δm ″) / m
= F (FIG. 24) × (1− # KHC)
+ F (FIG. 25) (1− × # KHT) (50)
Here, #KWVP is an evaporation coefficient of the intake port wall flow, #KHC is a re-scattering coefficient of the intake port wall flow, and #KHT is a movement coefficient of the intake port wall flow.

上記(45)〜(50)式におけるf(図13)は図13に示した気化特性f(V、T、P)のこと、f(図24)は図24に示した再飛散率基本値f(T、V、粘度、表面張力)のこと、f(図25)は図25に示した移動率基本値f(V、T、粘度)のことである。   In the above equations (45) to (50), f (FIG. 13) is the vaporization characteristic f (V, T, P) shown in FIG. 13, and f (FIG. 24) is the rescattering rate basic value shown in FIG. f (T, V, viscosity, surface tension) f (FIG. 25) is the basic value f (V, T, viscosity) of the mobility shown in FIG.

この場合に、f(図13)、f(図24)、f(図25)を求めるのに用いる温度T、流速V、圧力Pは次のように推定または算出する。   In this case, the temperature T, the flow velocity V, and the pressure P used to obtain f (FIG. 13), f (FIG. 24), and f (FIG. 25) are estimated or calculated as follows.

まず温度については次の通りである。吸気弁壁流への適用時の温度は吸気弁壁15aの温度、吸気ポート壁流への適用時の温度はポート壁4aの温度である。吸気弁壁15aの温度としては、水温と運転条件から公知の方法(特開平3−134237号公報参照)により演算したものを用いればよい。ポート壁4aの温度としては水温または水温より所定値(例えば15℃程度)低い温度を用いればよい。   First, the temperature is as follows. The temperature when applied to the intake valve wall flow is the temperature of the intake valve wall 15a, and the temperature when applied to the intake port wall flow is the temperature of the port wall 4a. As the temperature of the intake valve wall 15a, a temperature calculated by a known method (see Japanese Patent Laid-Open No. 3-134237) from the water temperature and operating conditions may be used. As the temperature of the port wall 4a, a water temperature or a temperature lower than the water temperature by a predetermined value (for example, about 15 ° C.) may be used.

流速Vと圧力Pについては、吸気弁壁流への適用時も吸気ポート壁流への適用時も同じである。流速Vは気化特性のところで説明した上記(20)式を用いて算出すればよい。2次微粒化を考慮するときには流路面積(吸気ポート4の流路面積)を小さい側に補正して用いる。圧力Pは圧力センサ46により検出する。   The flow velocity V and the pressure P are the same when applied to the intake valve wall flow and when applied to the intake port wall flow. The flow velocity V may be calculated using the above equation (20) described in the vaporization characteristics. When secondary atomization is considered, the channel area (the channel area of the intake port 4) is corrected to a smaller side. The pressure P is detected by the pressure sensor 46.

上記の蒸発係数(#KWVVと#KWVP)、再飛散係数(#KVCと#KHC)、移動係数(#KVTと#KHT)は壁流(吸気弁壁流と吸気ポート壁流)の濡れ面積や壁流が移動する長さの関数となる適合項である。   The above evaporation coefficients (#KWVV and #KWVP), re-scattering coefficients (#KVC and #KHC), and movement coefficients (#KVT and #KHT) are the wetting areas of wall flow (intake valve wall flow and intake port wall flow) A fitting term that is a function of the length that the wall flow travels.

このように吸気弁壁流からの蒸発分や持ち去り分(Y0、Y1、Y2)と吸気ポート壁流からの蒸発分や持ち去り分(Z0、Z1、Z2)とは個別に算出するが、式は同じであり入力するパラメータ(温度、流速、圧力)が異なるだけであり、これも適合工数の時間短縮に寄与するものである。
〈4−2〉蒸発、持ち去りの各部モデルへの適用
1)燃焼室壁流への適用:
図28は図22の壁流モデルを燃焼室(シリンダ面壁を除く)に形成される壁流に適用した図である。この燃焼室壁流からの気化燃焼分、燃焼室壁流からの気化未燃排出分をそれぞれ次のように算出する。
In this way, the evaporation and removal from the intake valve wall flow (Y0, Y1, Y2) and the evaporation and removal from the intake port wall flow (Z0, Z1, Z2) are calculated separately. The formula is the same and only the input parameters (temperature, flow rate, pressure) are different, which also contributes to shortening the time required for adaptation.
<4-2> Application to each model of evaporation and removal 1) Application to combustion chamber wall flow:
FIG. 28 is a diagram in which the wall flow model of FIG. 22 is applied to the wall flow formed in the combustion chamber (excluding the cylinder face wall). The vaporized combustion amount from the combustion chamber wall flow and the vaporized unburned exhaust amount from the combustion chamber wall flow are calculated as follows.

気化燃焼分 ;V0=f(図13)×#KCV…(51)
気化未燃排出分;V1=f(図13)×#KCL…(52)
ここで、#KCVは燃焼室壁流の蒸発係数、#KCVは燃焼室壁流の蒸発係数である。
Vaporized combustion: V0 = f (FIG. 13) × # KCV (51)
Vaporization unburned discharge; V1 = f (FIG. 13) × # KCL (52)
Here, #KCV is the evaporation coefficient of the combustion chamber wall flow, and #KCV is the evaporation coefficient of the combustion chamber wall flow.

2)シリンダ面壁流への適用:
図29は図22、図23の壁流モデルをシリンダ面壁に形成される壁流に適用した図である。このシリンダ面壁流からの気化燃焼分、シリンダ面壁流からの気化未燃排出分、シリンダ面壁流からのオイル混入分をそれぞれ次のように算出する。
2) Application to cylinder wall flow:
FIG. 29 is a diagram in which the wall flow model of FIGS. 22 and 23 is applied to a wall flow formed on a cylinder face wall. The vaporized combustion from the cylinder face wall flow, the vaporized unburned discharge from the cylinder face wall flow, and the oil mixture from the cylinder face wall flow are calculated as follows.

気化燃焼分 ;W0=f(図13)×#KBV…(53)
気化未燃排出分;W1=f(図13)×#KBL…(54)
オイル混入分 ;W2=f(図30)×#KBO…(55)
ここで、#KBVはシリンダ面壁流の蒸発係数、#KBLはシリンダ面壁流の蒸発係数、#KBOはシリンダ面壁流のオイル混入係数である。
Evaporative combustion: W0 = f (FIG. 13) × # KBV (53)
Evaporation unburned discharge; W1 = f (FIG. 13) × # KBL (54)
Oil content: W2 = f (FIG. 30) × # KBO (55)
Here, #KBV is the evaporation coefficient of the cylinder face wall flow, #KBL is the evaporation coefficient of the cylinder face wall flow, and #KBO is the oil mixing coefficient of the cylinder face wall flow.

上記(51)〜(55)式におけるf(図13)は図13に示した気化特性f(V、T、P)のこと、f(図30)は図30に示したオイル混入率基本値f(Ne、Tp)のことである。図30のようにオイル混入率基本値は基本噴射量Tpが同じであればエンジン回転速度が大きくなるほど小さくなり、エンジン回転速度が同じであれば基本噴射量Tpが大きくなるほど大きくなる値である。   In the above equations (51) to (55), f (FIG. 13) is the vaporization characteristic f (V, T, P) shown in FIG. 13, and f (FIG. 30) is the oil mixing rate basic value shown in FIG. It is f (Ne, Tp). As shown in FIG. 30, the basic value of the oil mixture rate is a value that decreases as the engine speed increases when the basic injection amount Tp is the same, and increases as the basic injection amount Tp increases when the engine speed is the same.

ここで、(51)、(53)式のf(図13)を求めるのに用いる気化燃焼分の区間での温度T、流速V、圧力Pと、(52)、(54)式のf(図13)を求めるのに用いる気化未燃排出分の区間での温度T、流速V、圧力Pとは次のように推定または算出する。   Here, the temperature T, the flow velocity V, and the pressure P in the section of the vaporized combustion used to obtain f (FIG. 13) of the equations (51) and (53), and f (5) of the equations (52) and (54). The temperature T, the flow velocity V, and the pressure P in the section of the vaporized unburned exhaust used for obtaining FIG. 13) are estimated or calculated as follows.

(A)温度と圧力;
1サイクル中、温度と圧力は図31に示すように変化するので、図31に示した気化燃焼分の区間(吸気終了から燃焼までの区間)と、気化未燃排出分の区間(燃焼から排気終了までの区間)とに分けて推定または算出する。これを図32のフローチャートにより詳述する。
(A) temperature and pressure;
During one cycle, the temperature and pressure change as shown in FIG. 31, so the section for vaporized combustion (section from the end of intake to the combustion) shown in FIG. 31 and the section for vaporized unburned exhaust (combustion to exhaust). It is estimated or calculated separately in the interval until the end). This will be described in detail with reference to the flowchart of FIG.

図32は燃焼室5の気化燃焼分の区間における実効温度Tc、実効圧力Pc、燃焼室5の気化未燃排出分の区間における実効温度Te、実効圧力Peを算出するためのもので、一定時間毎(例えば10msec毎)に実行する。   FIG. 32 is for calculating the effective temperature Tc and the effective pressure Pc in the section of the vaporized combustion in the combustion chamber 5 and the effective temperature Te and effective pressure Pe in the section of the vaporized unburned exhaust in the combustion chamber 5 for a certain period of time. It is executed every time (for example, every 10 msec).

まずステップ161では、吸気弁閉時期IVC[degBTDC]、温度センサ43(実効温度推定手段)により検出されるコレクタ内温度TCOL[K]、圧力センサ44(実効圧力推定手段)により検出されるコレクタ内圧力PCOL[Pa]、温度センサ45に(実効温度推定手段)より検出される排気温度TEXH[K]、圧力センサ46(実効圧力推定手段)により検出される排気圧力PEXH[Pa]、不活性ガス率MRESFR[%]、目標当量比TFBYA、シリンダ新気量MACYL、不活性ガス量MRESを読み込む。   First, at step 161, the intake valve closing timing IVC [degBTDC], the collector internal temperature TCOL [K] detected by the temperature sensor 43 (effective temperature estimating means), and the collector internal temperature detected by the pressure sensor 44 (effective pressure estimating means). Pressure PCOL [Pa], exhaust temperature TEXH [K] detected by temperature sensor 45 (effective temperature estimation means), exhaust pressure PEXH [Pa] detected by pressure sensor 46 (effective pressure estimation means), inert gas The rate MRESFR [%], the target equivalent ratio TFBYA, the cylinder fresh air amount MACYL, and the inert gas amount MRES are read.

ここで、吸気弁閉時期IVCは吸気弁作動角可変機構27に与える指令値から既知である。あるいはフェーズセンサ34により実際の吸気弁閉時期を検出してもかまわない。   Here, the intake valve closing timing IVC is known from the command value given to the intake valve operating angle variable mechanism 27. Alternatively, the actual intake valve closing timing may be detected by the phase sensor 34.

不活性ガス率MRESFRは燃焼室5内に残留する不活性ガス(この燃焼室5内に残留する不活性ガスを以下単に「不活性ガス」という。)の量を燃焼室5内の総ガス量で除した値で、その算出についてはシリンダ新気量MACYL、不活性ガス量MRESと共に後述する。   The inert gas ratio MRESFR is the total amount of inert gas remaining in the combustion chamber 5 (the inert gas remaining in the combustion chamber 5 is simply referred to as “inert gas” hereinafter). The calculation will be described later together with the cylinder fresh air amount MACYL and the inert gas amount MRES.

目標当量比TFBYAは図示しない燃料噴射量の算出フローにおいて算出されている。目標当量比TFBYAは無名数であり、理論空燃比を14.7とすると、次式により表される値である。   The target equivalent ratio TFBYA is calculated in a fuel injection amount calculation flow (not shown). The target equivalent ratio TFBYA is an unnamed number, and is a value represented by the following expression when the theoretical air-fuel ratio is 14.7.

TFBYA=14.7/目標空燃比…(56)
例えば(56)式より目標空燃比が理論空燃比のときTFBYA=1.0となり、目標空燃比が例えば22.0といったリーン側の値であるとき、TFBYAは1.0未満の正の値である。
TFBYA = 14.7 / target air-fuel ratio (56)
For example, from equation (56), when the target air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio, TFBYA = 1.0, and when the target air-fuel ratio is a lean value such as 22.0, TFBYA is a positive value less than 1.0. is there.

ステップ162では、燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける温度(つまり圧縮開始時期温度)TINI[K]を算出する。燃焼室5に流入するガスの温度は、吸気(新気)と、吸気弁15が開いたときに吸気マニホールド3へと逆流する不活性ガスとが混合したガス(この不活性ガスとの混合後の吸気を以下「混合ガス」という。)の温度であり、吸気の温度はコレクタ2内温度TCOLに等しく、また不活性ガスの温度は排気ポート部近傍の排気温度TEXHで近似できるので、燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける混合ガス温度TINIは吸気弁閉時期IVCになったタイミングでの、コレクタ2内温度TCOL、排気温度TEXH、不活性ガスの割合である不活性ガス率MRESFRから次式により求めることができる。   In step 162, the temperature of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing IVC (that is, the compression start timing temperature) TINI [K] is calculated. The temperature of the gas flowing into the combustion chamber 5 is a gas in which intake air (fresh air) and an inert gas that flows back to the intake manifold 3 when the intake valve 15 is opened (after mixing with the inert gas). ), The temperature of the intake air is equal to the temperature TCOL in the collector 2, and the temperature of the inert gas can be approximated by the exhaust gas temperature TEXH in the vicinity of the exhaust port portion. The mixed gas temperature TINI at the intake valve closing timing IVC of 5 is the following equation from the collector 2 internal temperature TCOL, the exhaust gas temperature TEXH, and the inert gas ratio MRESFR which is the ratio of the inert gas at the timing when the intake valve closing timing IVC is reached. It can ask for.

TINI=TEXH×MRESFR+TCOL×(1−MRESFR)…(57)
ステップ163では燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける圧力(つまり圧縮開始時期圧力)PINI[Pa]を算出する。すなわち、吸気弁閉時期IVCになったタイミングでのコレクタ内圧力PCOLを吸気弁閉時期IVCにおける圧力PINIとして取り込む。
TINI = TEXH × MRESFR + TCOL × (1−MRESFR) (57)
In step 163, the pressure (that is, compression start timing pressure) PINI [Pa] at the intake valve closing timing IVC of the combustion chamber 5 is calculated. That is, the collector internal pressure PCOL at the timing when the intake valve closing timing IVC is reached is taken in as the pressure PINI at the intake valve closing timing IVC.

ステップ164、165では、燃焼室5の圧縮終了時期における温度と圧力(つまり圧縮終了時最高温度と圧縮終了時最高圧力)TCMAXとPCMAXを次式により算出する。   In steps 164 and 165, the temperature and pressure at the end of compression of the combustion chamber 5 (that is, the maximum temperature at the end of compression and the maximum pressure at the end of compression) TCMAX and PCMAX are calculated by the following equations.

TCMAX=TINI×ε^(n−1)…(58a)
PCMAX=PINI×ε^n …(59a)
ただし、ε;圧縮比、
n;ポリトロープ指数、
(58a)、(59a)式は燃焼室5内の混合ガスが断熱圧縮されると仮定して断熱圧縮変化後の温度と圧力を求める式である。ここで、不可逆断熱変化の場合、ポリトロープ指数nは混合ガスの比熱比κに等しいので、(58a)、(59a)式を書き換えると次式が得られる。
TCMAX = TINI × ε ^ (n−1) (58a)
PCMAX = PINI × ε ^ n (59a)
Where ε: compression ratio,
n: polytropic index,
The equations (58a) and (59a) are equations for obtaining the temperature and pressure after the adiabatic compression change on the assumption that the mixed gas in the combustion chamber 5 is adiabatically compressed. Here, in the case of an irreversible adiabatic change, the polytropic index n is equal to the specific heat ratio κ of the mixed gas, so the following equation is obtained by rewriting equations (58a) and (59a).

TCMAX=TINI×ε^(κ−1)…(58b)
PCMAX=PINI×ε^κ …(59b)
ステップ166では燃焼室5の燃焼時における最高温度TMAXを次式により算出する。
TCMAX = TINI × ε ^ (κ−1) (58b)
PCMAX = PINI × ε ^ κ (59b)
In step 166, the maximum temperature TMAX during combustion in the combustion chamber 5 is calculated by the following equation.

TMAX=TCMAX+Q/(MASSC×Cp)…(60)
ただし、Q ;燃焼による発熱量、
MASSC;燃焼室の総ガス量、
Cp ;燃焼ガスの定圧比熱、
(60)式は、断熱圧縮変化後の燃焼は燃焼室5容積一定のままでの燃焼(定容燃焼)であると仮定し、燃焼により発生した総熱量が、燃焼室5内の質量MASSC、比熱Cpの混合ガスを暖めた際の温度上昇代(右辺第2項)を、吸気終了(圧縮開始)より圧縮終了までの断熱圧縮変化により上昇した温度(右辺第1項)に加算した値を燃焼時における最高温度(左辺)とする物理モデル式である。
TMAX = TCMAX + Q / (MASSC × Cp) (60)
Where Q is the amount of heat generated by combustion,
MASSC; total gas quantity in the combustion chamber,
Cp: constant pressure specific heat of combustion gas,
The equation (60) assumes that the combustion after the adiabatic compression change is combustion with a constant volume of the combustion chamber 5 (constant volume combustion), and the total amount of heat generated by the combustion is the mass MASSC in the combustion chamber 5, A value obtained by adding the temperature increase (second term on the right side) when the mixed gas of the specific heat Cp is warmed to the temperature (first term on the right side) increased by the adiabatic compression change from the end of intake (start of compression) to the end of compression. It is a physical model formula with the maximum temperature (left side) during combustion.

ここで、(60)式右辺の発熱量Qは低位発熱量(発熱率)QLと、上記(12a)、(12b)式の燃料噴射量Tiとから次式により算出する。   Here, the calorific value Q on the right side of the equation (60) is calculated from the lower calorific value (heat generation rate) QL and the fuel injection amount Ti in the equations (12a) and (12b) by the following equation.

Q=QL×Ti…(61)
(61)式の低位発熱量QLは目標当量比TFBYAの変化によるリッチ、リーン時の燃焼生成物それぞれの低位発熱量変化のトータル分であり、図33に示すテーブルを検索することにより算出する(ただし、NOx分は無視する)。図33のようにリッチ側(TFBYA>1.0)で低位発熱量QLが減少している。これは、空燃比が理論空燃比(TFBYA=1.0)よりリッチになると未燃焼成分(CO、HC)が増加して発熱量が減少するためである。
Q = QL × Ti (61)
The lower calorific value QL in the equation (61) is the total amount of the lower calorific value change of each of the rich and lean combustion products due to the change in the target equivalent ratio TFBYA, and is calculated by searching the table shown in FIG. However, NOx is ignored.) As shown in FIG. 33, the lower heating value QL decreases on the rich side (TFBYA> 1.0). This is because when the air-fuel ratio becomes richer than the stoichiometric air-fuel ratio (TFBYA = 1.0), the unburned components (CO, HC) increase and the heat generation amount decreases.

(60)式の燃焼室5の総ガス量MASSCはシリンダ新気量MACYLと不活性ガス量MRESとから次式により算出する。   The total gas amount MASSC in the combustion chamber 5 of equation (60) is calculated from the cylinder fresh air amount MACYL and the inert gas amount MRES by the following equation.

MASSC=MACYL+MRES…(62)
ステップ167では燃焼室5の燃焼時における最高圧力PMAXを次式により算出する。
MASSC = MACYL + MRES (62)
In step 167, the maximum pressure PMAX during combustion in the combustion chamber 5 is calculated by the following equation.

PMAX=PCMAX×(TMAX/TCMAX)…(63)
上記のように圧縮開始から圧縮終了までの断熱圧縮変化後の燃焼が定容燃焼であると仮定したとき、熱力学でいうT/P=定数の式、つまりPCMAX×TCMAX=PMAX×TMAX(=一定)の式が成立するので、この式を燃焼室5の燃焼時における最高圧力PMAXについて解くと(63)式が得られる。
PMAX = PCMAX × (TMAX / TCMAX) (63)
Assuming that the combustion after the adiabatic compression change from the start of compression to the end of compression is constant volume combustion as described above, T / P = constant equation in thermodynamics, that is, PCMAX × TCMAX = PMAX × TMAX (= Therefore, when this equation is solved for the maximum pressure PMAX during combustion in the combustion chamber 5, equation (63) is obtained.

ステップ168、169では、燃焼室5の吸気弁閉時期から燃焼までの区間(気化燃焼分の区間)における実効温度Tcと実効圧力Pcとを次式により算出する。   In steps 168 and 169, the effective temperature Tc and the effective pressure Pc in the section from the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 to the combustion (the section for vaporized combustion) are calculated by the following equations.

Tc=TINI×a+TMAX×(1−a)…(64)
Pc=PINI×b+PMAX×(1−b)…(65)
ただし、a,b;重み付け係数(0〜1の値)、
ここで、(64)式右辺の温度TINIとTMAXとは吸気弁閉時期から燃焼までの区間における最低温度と最高温度であり、(64)式はこれら最低、最高2つの温度の重み付け平均値を実効温度Tcとするものである。これは吸気弁閉時期から燃焼までの区間における実効温度Tcはこれら最低温度と最高温度の間にあるはずであるから、これら最低と最高の2つの温度の重み付け平均値によって実効温度Tcを得ようするものである。同様にして(65)式右辺の圧力PINIとPMAXとは吸気弁閉時期から燃焼までの区間における最低圧力と最高圧力であり、(65)式はこれら最低、最高の2つの圧力の重み付け平均値を実効圧力Pcとするものである。これは吸気弁閉時期から燃焼までの区間における実効圧力Pcはこれら最低圧力と最高圧力の間にあるはずであるから、これら最低と最高の2つの圧力の重み付け平均値によって実効圧力Pcを得ようするものである。
Tc = TINI × a + TMAX × (1-a) (64)
Pc = PINI × b + PMAX × (1-b) (65)
Where a and b are weighting coefficients (values of 0 to 1),
Here, the temperatures TINI and TMAX on the right side of the equation (64) are the minimum and maximum temperatures in the section from the intake valve closing timing to the combustion, and the equation (64) is a weighted average value of these minimum and maximum two temperatures. The effective temperature is Tc. This is because the effective temperature Tc in the interval from the intake valve closing timing to combustion should be between these minimum and maximum temperatures, so let's obtain the effective temperature Tc by the weighted average value of these two minimum and maximum temperatures. To do. Similarly, the pressures PINI and PMAX on the right side of the equation (65) are the minimum pressure and the maximum pressure in the section from the intake valve closing timing to the combustion, and the equation (65) is a weighted average value of these two minimum and maximum pressures. Is the effective pressure Pc. This is because the effective pressure Pc in the interval from the intake valve closing timing to combustion should be between these minimum pressure and maximum pressure, so let's obtain the effective pressure Pc by the weighted average value of these two minimum and maximum pressures. To do.

ステップ170では後述する図36のステップ74と同じに燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける温度TEVCを算出する。すなわち、排気弁閉時期EVCにおいて温度センサ45により検出される排気温度TEXHをTEVCとする。TEVCは、燃料噴射量Tiとそのときの仕事量との差に応じた熱量により変化するため、そのような特性を予めテーブルとして作成しておき、そのテーブルを検索することにより求めてもよい。   In step 170, the temperature TEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 is calculated in the same manner as in step 74 of FIG. That is, the exhaust temperature TEXH detected by the temperature sensor 45 at the exhaust valve closing timing EVC is set to TEVC. Since TEVC changes depending on the amount of heat corresponding to the difference between the fuel injection amount Ti and the work amount at that time, such a characteristic may be created in advance as a table and obtained by searching the table.

ステップ171では後述する図36のステップ75と同じに燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける圧力PEVCを算出する。すなわち、排気弁閉時期EVCにおいて圧力センサ46により検出される排気圧力PEXHをPEVCとする。PEVCは混合ガスの体積と排気系の管内抵抗とで決まるため、混合ガスの体積流量に応じた特性を予めテーブルとして作成しておき、そのテーブルを検索することにより求めてもよい。   In step 171, the pressure PEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 is calculated in the same manner as in step 75 of FIG. That is, the exhaust pressure PEXH detected by the pressure sensor 46 at the exhaust valve closing timing EVC is set to PEVC. Since PEVC is determined by the volume of the mixed gas and the in-pipe resistance of the exhaust system, characteristics corresponding to the volume flow rate of the mixed gas may be created in advance as a table, and may be obtained by searching the table.

ステップ172、173では、燃焼室5の燃焼(具体的には膨張行程)から排気弁閉時期EVCまでの区間(気化未燃排出分の区間)における実効温度Te、実効圧力Peを次式により算出する。   In Steps 172 and 173, the effective temperature Te and effective pressure Pe in the section from the combustion in the combustion chamber 5 (specifically, the expansion stroke) to the exhaust valve closing timing EVC (the section for the unburned exhaust gas) are calculated by the following equations. To do.

Te=TEVC×c+TMAX×(1−c)…(66)
Pe=PEVC×d+PMAX×(1−d)…(67)
ただし、c,d;重み付け係数(0〜1の値)、
ここで、(66)式右辺の温度TMAXとTEVCとは燃焼から排気弁閉時期EVCまでの区間における最高温度と最低温度であり、(66)式はこれら最高、最低の2つの温度の重み付け平均値を実効温度Teとするものである。これは燃焼から排気弁閉時期EVCまでの区間における実効温度Teはこれら最高温度と最低温度の間にあるはずであるから、これら最高と最低の2つの温度の重み付け平均値によって実効温度Teを得ようするものである。同様にして(67)式右辺の圧力PMAXとPEVCとは燃焼から排気弁閉時期EVCまでの区間における最高圧力と最低圧力であり、(67)式はこれら最高、最低2つの圧力の重み付け平均値を実効圧力Peとするものである。これは燃焼から排気弁閉時期EVCまでの区間における実効圧力Peはこれら最高圧力と最低圧力の間にあるはずであるから、これら最高と最低の2つの圧力の重み付け平均値によって実効圧力Peを得ようするものである。
Te = TEVC × c + TMAX × (1-c) (66)
Pe = PEVC × d + PMAX × (1-d) (67)
However, c, d; weighting coefficient (value of 0-1),
Here, the temperatures TMAX and TEVC on the right side of the equation (66) are the highest temperature and the lowest temperature in the section from the combustion to the exhaust valve closing timing EVC, and the equation (66) is a weighted average of these two highest and lowest temperatures. The value is the effective temperature Te. This is because the effective temperature Te in the section from the combustion to the exhaust valve closing timing EVC should be between these maximum and minimum temperatures, so that the effective temperature Te is obtained by the weighted average value of these two maximum and minimum temperatures. It is what you do. Similarly, the pressures PMAX and PEVC on the right side of the equation (67) are the maximum pressure and the minimum pressure in the section from the combustion to the exhaust valve closing timing EVC, and the equation (67) is a weighted average value of these two maximum and minimum pressures. Is the effective pressure Pe. This is because the effective pressure Pe in the section from the combustion to the exhaust valve closing timing EVC should be between these maximum pressure and minimum pressure. Therefore, the effective pressure Pe is obtained by the weighted average value of these two maximum and minimum pressures. It is what you do.

上記(64)式〜(67)式の4つの式において、重み付け係数a、b、c、dは適合値である。実効温度Tc、実効圧力Pcから図13に示した気化特性f(V、T、P)を求め、上記(51)、(53)式を用いて気化燃焼分V0、W0を算出し、また実効温度Te、実効圧力Peから図13に示した気化特性f(V、T、P)を求め、上記(52)、(54)式を用いて気化未燃排出分V1、W1を算出するのであるが、吸気弁閉時期IVCから燃焼までの区間に気化して燃焼するガスの質量(つまりV0、W0)、燃焼後から排気終了までの区間蒸発して燃焼することなく排出されるガスの質量(つまりV1、W1)と、燃焼室5内の圧力とは現在の技術で測定可能である。従って、V0、W0、V1、W1について測定値と演算値とが一致するように重み付け係数a、b、c、dを適合する。   In the four equations (64) to (67), the weighting coefficients a, b, c, and d are conforming values. The vaporization characteristics f (V, T, P) shown in FIG. 13 are obtained from the effective temperature Tc and the effective pressure Pc, and vaporized combustion components V0 and W0 are calculated using the above equations (51) and (53). The vaporization characteristics f (V, T, P) shown in FIG. 13 are obtained from the temperature Te and the effective pressure Pe, and the vaporized unburned emissions V1 and W1 are calculated using the above equations (52) and (54). However, the mass of the gas that is vaporized and combusted in the section from the intake valve closing timing IVC to the combustion (that is, V0, W0), the mass of the gas that is evaporated and burned without combusting after the combustion until the exhaust end That is, V1, W1) and the pressure in the combustion chamber 5 can be measured with the current technology. Accordingly, the weighting coefficients a, b, c, and d are adapted so that the measured values and the calculated values match for V0, W0, V1, and W1.

次に、図34は不活性ガス率MRESFRを算出するためのもので、一定時間毎(例えば10msec毎)に実行する。このフローは上記図32のフローに先立って実行する。   Next, FIG. 34 is for calculating the inert gas rate MRESFR, and is executed at regular time intervals (for example, every 10 msec). This flow is executed prior to the flow of FIG.

ステップ51ではエアフローメータ32の出力と目標当量比TFBYAを読み込む。ステップ52ではエアフロメータ32の出力に基づいて、燃焼室5に流入する新気量(シリンダ新気量)MACYLを算出する。このシリンダ新気量MACYLの算出方法については公知の方法を用いればよい(特開2001−50091号公報参照)。   In step 51, the output of the air flow meter 32 and the target equivalent ratio TFBYA are read. In step 52, based on the output of the air flow meter 32, a new air amount (cylinder fresh air amount) MACYL flowing into the combustion chamber 5 is calculated. As a method for calculating the cylinder fresh air amount MACYL, a known method may be used (see JP 2001-50091 A).

ステップ53では、不活性ガス量MRESを算出する。この不活性ガス量MRESの算出については、図35のフローにより説明する。   In step 53, an inert gas amount MRES is calculated. The calculation of the inert gas amount MRES will be described with reference to the flow of FIG.

図35(図34ステップ53のサブルーチン)においてステップ61では、燃焼室5内の排気弁閉時期EVCにおける不活性ガス量MRESCYLを算出する。この不活性ガス量MRESCYLの算出についてはさらに図36のフローにより説明する。   In FIG. 35 (subroutine of step 53 in FIG. 34), in step 61, the amount of inert gas MRESCYL at the exhaust valve closing timing EVC in the combustion chamber 5 is calculated. The calculation of the inert gas amount MRESCYL will be further described with reference to the flowchart of FIG.

図36(図35ステップ61のサブルーチン)においてステップ71では、排気弁閉時期EVC[degBTDC]、温度センサ45により検出される排気温度TEXH[K]、圧力センサ46により検出される排気圧力PEXH[kPa]を読み込む。   36 (subroutine of step 61 in FIG. 35), in step 71, the exhaust valve closing timing EVC [degBTDC], the exhaust temperature TEXH [K] detected by the temperature sensor 45, the exhaust pressure PEXH [kPa] detected by the pressure sensor 46 ].

ここで、吸気弁閉時期IVCが吸気弁作動角可変機構27に与える指令値から既知であるように、排気弁閉時期EVCも排気弁作動角可変機構28に与える指令値から既知である。   Here, just as the intake valve closing timing IVC is known from the command value given to the intake valve operating angle variable mechanism 27, the exhaust valve closing timing EVC is also known from the command value given to the exhaust valve operating angle variable mechanism 28.

ステップ72では燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける容積VEVC[m3]を算出する。燃焼室5の排気弁閉時期における容積VEVCは、ピストン6のストローク位置によって決まる。ピストン6のストローク位置はエンジンのクランク角位置によって決まる。 In step 72, the volume VEVC [m 3 ] of the combustion chamber 5 at the exhaust valve closing timing EVC is calculated. The volume VEVC of the combustion chamber 5 when the exhaust valve is closed is determined by the stroke position of the piston 6. The stroke position of the piston 6 is determined by the crank angle position of the engine.

図49を参照して、エンジンのクランクシャフト81の回転中心82がシリンダの中心軸83からオフセットしている場合を考える。コネクティングロッド84、コネクティングロッド84とクランクシャフト81との結節点85、コネクティングロッド84とピストンをつなぐピストンピン86が図に示す関係にあるとする。このときの、燃焼室5の排気弁閉時期における容積VEVCは次式(補1)〜(補5)で表すことができる。   Referring to FIG. 49, consider a case where the rotation center 82 of the crankshaft 81 of the engine is offset from the center axis 83 of the cylinder. Assume that the connecting rod 84, the connecting point 84 between the connecting rod 84 and the crankshaft 81, and the piston pin 86 that connects the connecting rod 84 and the piston are in the relationship shown in the figure. At this time, the volume VEVC of the combustion chamber 5 at the closing timing of the exhaust valve can be expressed by the following equations (Supplement 1) to (Supplement 5).

VEVC=f1(θevc)
=Vc+(π/4)D2・Hevc …(補1)
Vc =(π/4)D2・Hx/(ε−1) …(補2)
Hevc={(CND+ST2/2)−(CRoff−PISoff)21/2
−{(ST/2)・cos(θevc+θoff)}+(CND2−X21/2
…(補3)
X =(ST/2)・sin(θevc+θoff)−CRoff+PISoff
…(補4)
θoff=arcsin{(CRoff−PISoff)/(CND・(ST/2))}
…(補5)
ただし、Vc :隙間容積[m3]、
ε :圧縮比、
D :シリンダボア径[m]、
ST :ピストンの全ストローク[m]、
Hevc :排気弁閉時期におけるピストンピン86のTDCからの
距離[m]、
Hx :ピストンピン86のTDCからの距離の最大値と最小値
の差[m]、
CND :コネクティングロッド84の長さ[m]、
CRoff :結節点85のシリンダ中心軸83からのオフセット距離 [m]、
PISoff:クランクシャフト回転中心82のシリンダ中心軸83か らのオフセット距離[m]、
θevc :排気弁閉時期のクランク角[degATDC]、
θoff :ピストンピン86とクランクシャフト回転中心82と
を結ぶ線がTDCにおいて垂直線となす角度[deg]、
X :結節点85とピストンピン86との水平距離[m]、
排気弁閉時期のクランク角θevcはエンジンコントローラ31から排気弁作動角可変機構28への指令信号によって決まるので、既知である。(補1)式〜(補5)式にこのときのクランク角θevc(=EVC)を代入すれば、燃焼室5の排気弁閉時期における容積VEVCを算出することができる。したがって、実用上は燃焼室5の排気弁閉時期における容積VEVCは吸気弁閉時期EVCをパラメータとするテーブルで設定したものを用いる。排気弁作動角可変機構28を備えないときには定数で与えることができる。
VEVC = f1 (θevc)
= Vc + (π / 4) D 2 · Hevc (Supplement 1)
Vc = (π / 4) D 2 · Hx / (ε−1) (Supplement 2)
Hevc = {(CND + ST 2 /2) - (CRoff-PISoff) 2} 1/2
− {(ST / 2) · cos (θevc + θoff)} + (CND 2 −X 2 ) 1/2
... (Supplement 3)
X = (ST / 2) · sin (θevc + θoff) −CRoff + PISoff
... (Supplement 4)
θoff = arcsin {(CRoff−PISoff) / (CND · (ST / 2))}
... (Supplement 5)
Where Vc: gap volume [m 3 ],
ε: compression ratio,
D: cylinder bore diameter [m],
ST: Full piston stroke [m],
Hevc: From the TDC of the piston pin 86 when the exhaust valve is closed
Distance [m],
Hx: Maximum value and minimum value of the distance from the TDC of the piston pin 86
Difference [m],
CND: length of connecting rod 84 [m],
CRoff: offset distance [m] of the nodal point 85 from the cylinder center axis 83
PISoff: offset distance [m] from the center axis 83 of the crankshaft rotation center 82,
θevc: exhaust valve closing timing crank angle [degATDC],
θoff: piston pin 86 and crankshaft rotation center 82
The angle [deg] between the line connecting the two and the vertical line in TDC,
X: horizontal distance [m] between the nodal point 85 and the piston pin 86,
The crank angle θevc at the closing timing of the exhaust valve is known because it is determined by a command signal from the engine controller 31 to the exhaust valve operating angle variable mechanism 28. By substituting the crank angle θevc (= EVC) at this time into the equations (A1) to (A5), the volume VEVC of the combustion chamber 5 at the exhaust valve closing timing can be calculated. Therefore, practically, the volume VEVC at the exhaust valve closing timing of the combustion chamber 5 is set by a table using the intake valve closing timing EVC as a parameter. When the exhaust valve operating angle variable mechanism 28 is not provided, a constant value can be given.

また、図示しないが圧縮比を変化させる機構を有する場合には、圧縮比の変化量に応じた排気弁閉時期における燃焼室容積VEVCをテーブルから求める。排気弁作動角可変機構28に加えて圧縮比を変化させる機構をも有する場合には、排気弁閉時期と圧縮比変化量とに応じたマップを検索することにより排気弁閉時期における燃焼室容積を求める。   Although not shown, when a mechanism for changing the compression ratio is provided, the combustion chamber volume VEVC at the exhaust valve closing timing corresponding to the amount of change in the compression ratio is obtained from the table. In the case of having a mechanism for changing the compression ratio in addition to the exhaust valve operating angle variable mechanism 28, the combustion chamber volume at the exhaust valve closing timing is searched by searching a map corresponding to the exhaust valve closing timing and the compression ratio change amount. Ask for.

ステップ73では、目標当量比TFBYAから図44に示すテーブルを検索することにより、不活性ガスのガス定数REXを求める。図44に示すように、不活性ガスのガス定数REXは目標当量比TFBYAが1.0のとき、つまり理論空燃比のとき最も小さく、これより大きくても小さくても大きくなる。   In step 73, the gas constant REX of the inert gas is obtained by searching the table shown in FIG. 44 from the target equivalent ratio TFBYA. As shown in FIG. 44, the gas constant REX of the inert gas is the smallest when the target equivalent ratio TFBYA is 1.0, that is, the stoichiometric air-fuel ratio, and it is greater or smaller than this.

ステップ74では、排気温度TEXHに基づいて燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける温度TEVCを推定する。簡単には排気弁閉時期EVCにおける排気温度TEXHをそのままTEVCとおけばよい。なお、燃焼室5の排気弁閉時期における温度TEVCは、燃料噴射量Tiに応じた熱量により変化するため、このような特性をも加味すれば、TEVCの算出精度が向上する。   In step 74, the temperature TEVC of the combustion chamber 5 at the exhaust valve closing timing EVC is estimated based on the exhaust temperature TEXH. Simply, the exhaust temperature TEXH at the exhaust valve closing timing EVC may be set as TEVC as it is. Note that the temperature TEVC of the combustion chamber 5 when the exhaust valve is closed changes depending on the amount of heat corresponding to the fuel injection amount Ti. Therefore, if such characteristics are taken into account, the calculation accuracy of TEVC is improved.

ステップ75では、排気圧力PEXHに基づいて燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける圧力PEVCを算出する。簡単には排気弁閉時期EVCにおける排気圧力PEXHをPEVCとおけばよい。   In step 75, the pressure PEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 is calculated based on the exhaust pressure PEXH. Simply, the exhaust pressure PEXH at the exhaust valve closing timing EVC may be set to PEVC.

ステップ76では、燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける容積VEVC、排気弁閉時期EVCにおける温度TEVC、排気弁閉時期EVCにおける圧力PEVC及び不活性ガスのガス定数REXから、燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける不活性ガス量MRESCYLを次式により算出する。   In step 76, from the volume VEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5, the temperature TEVC at the exhaust valve closing timing EVC, the pressure PEVC at the exhaust valve closing timing EVC, and the inert gas gas constant REX, the exhaust valve of the combustion chamber 5 is obtained. The inert gas amount MRESCYL at the closing timing EVC is calculated by the following equation.

MRESCYL=(PEVC×VEVC)/(REX×TEVC)…(68)
このようにして燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける不活性ガス量MRESCYLの算出を終了したら図35に戻り、ステップ62で吸排気弁15、16のオーバーラップ(図では「O/L」と略記する)中に排気側から吸気側へ吹き返す不活性ガス量であるオーバーラップ中吹き返し不活性ガス量MRESOLを算出する。
MRESCYL = (PEVC × VEVC) / (REX × TEVC) (68)
When the calculation of the inert gas amount MRESCYL at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 is completed in this way, the processing returns to FIG. 35, and in step 62, the overlap of the intake and exhaust valves 15 and 16 (“O / L” in the figure). The amount of inactive gas MRESOL during the overlap is calculated, which is the amount of inert gas that is blown back from the exhaust side to the intake side.

この不活性ガス量MRESOLの算出については図37のフローにより説明する。   The calculation of the inert gas amount MRESOL will be described with reference to the flow of FIG.

図37(図35ステップ62のサブルーチン)においてステップ81では、吸気弁開時期IVO[degBTDC]と、排気弁閉時期EVC[degBTDC]、図36のステップ74で算出されている燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける温度TEVCを読み込む。   37 (subroutine of step 62 in FIG. 35), in step 81, the intake valve opening timing IVO [degBTDC], the exhaust valve closing timing EVC [degBTDC], and the exhaust valve of the combustion chamber 5 calculated in step 74 of FIG. The temperature TEVC at the closing timing EVC is read.

ここで、吸気弁開時期IVOは、吸気弁閉時期IVCより吸気弁15の開き角だけ前の時期となるので、吸気弁閉時期IVCより吸気弁15の開き角(予め分かっている)とから求めることができる。   Here, since the intake valve opening timing IVO is a timing earlier than the intake valve closing timing IVC by the opening angle of the intake valve 15, the opening angle of the intake valve 15 (which is known in advance) from the intake valve closing timing IVC. Can be sought.

ステップ82では吸気弁開時期IVOと排気弁閉時期EVCとから、吸排気弁のオーバーラップ量VTCOL[deg]を次式により算出する。   In step 82, the intake valve exhaust timing VTCOL [deg] is calculated from the intake valve opening timing IVO and the exhaust valve closing timing EVC by the following equation.

VTCOL=IVO+EVC…(69)
例えば、吸気弁作動角可変機構27用アクチュエータへの非通電時に吸気弁開時期IVOが吸気上死点位置にあり、吸気弁作動角可変機構27用アクチュエータへの通電時に吸気弁開時期が吸気上死点より進角する特性であり、かつ排気弁作動角可変機構28用アクチュエータへの非通電時に排気弁閉時期EVCが排気上死点にあり、排気弁作動角可変機構28用アクチュエータへの通電時に排気弁閉時期EVCが排気上死点より進角する特性である場合には、IVOとEVCの合計が吸排気弁のオーバーラップ量VTCOLとなる。
VTCOL = IVO + EVC (69)
For example, the intake valve opening timing IVO is at the intake top dead center position when the intake valve operating angle variable mechanism 27 actuator is not energized, and the intake valve opening timing is increased when the intake valve operating angle variable mechanism 27 actuator is energized. The exhaust valve closing timing EVC is at the exhaust top dead center when the actuator for the exhaust valve operating angle variable mechanism 28 is not energized, and the current is applied to the exhaust valve operating angle variable mechanism 28 actuator. When the exhaust valve closing timing EVC is sometimes advanced from the exhaust top dead center, the sum of IVO and EVC becomes the overlap amount VTCOL of the intake and exhaust valves.

ステップ83では、吸排気弁のオーバーラップ量VTCOLから、図45に示すテーブルを検索することによりオーバーラップ中の積算有効面積ASUMOLを算出する。図45に示すようにオーバーラップ中の積算有効面積ASUMOLは吸排気弁のオーバーラップ量VTCOLが大きくなるほど大きくなる値である。   In step 83, the accumulated effective area ASUMOL during the overlap is calculated by searching the table shown in FIG. 45 from the overlap amount VTCOL of the intake and exhaust valves. As shown in FIG. 45, the integrated effective area ASUMOL during the overlap is a value that increases as the overlap amount VTCOL of the intake and exhaust valves increases.

ここで、図46は、吸排気弁のオーバーラップ中の積算有効面積ASUMOLの説明図であり、横軸はクランク角、縦軸は吸気弁12と排気弁15とのそれぞれの開口面積を示している。オーバーラップ中の任意の時点における有効開口面積は、排気弁開口面積と吸気弁開口面積とのうち小さい方とする。オーバーラップ中の全期間における積算有効面積ASUMOLは、吸気弁15及び排気弁16が開いている期間の積分値(図中の斜線部)である。   Here, FIG. 46 is an explanatory view of the integrated effective area ASUMOL during the overlap of the intake and exhaust valves, where the horizontal axis indicates the crank angle and the vertical axis indicates the respective opening areas of the intake valve 12 and the exhaust valve 15. Yes. The effective opening area at any time during the overlap is the smaller of the exhaust valve opening area and the intake valve opening area. The integrated effective area ASUMOL in the entire period during the overlap is an integral value (hatched portion in the figure) during the period in which the intake valve 15 and the exhaust valve 16 are open.

このようにオーバーラップ中積算有効面積ASUMOLを算出することで、吸気弁15と排気弁16とのオーバーラップ量を1つのオリフィス(流出孔)であると近似することができ、排気系の状態と吸気系の状態とからこの仮想オリフィスを通過するガス流量を簡略的に算出し得る。   By calculating the accumulated effective area ASUMOL during the overlap in this way, the overlap amount between the intake valve 15 and the exhaust valve 16 can be approximated as one orifice (outflow hole), and the state of the exhaust system and The gas flow rate passing through the virtual orifice can be simply calculated from the state of the intake system.

ステップ84では、目標当量比TFBYAと、燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける温度TEVCとから、図47に示すマップを検索することにより、不活性ガスの比熱比SHEATRを算出する。図47に示したように、不活性ガスの比熱比SHEATRは目標当量比TFBYAが1.0の近傍にあるときが最も小さくなり、それより大きくても小さくても大きくなる。また、目標当量比TFBYAが一定の条件では、燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける温度TEVCが高くなるほど小さくなる。   In step 84, the specific heat ratio SHEATR of the inert gas is calculated by searching a map shown in FIG. 47 from the target equivalent ratio TFBYA and the temperature TEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5. As shown in FIG. 47, the specific heat ratio SHEATR of the inert gas is the smallest when the target equivalent ratio TFBYA is in the vicinity of 1.0, and becomes larger whether it is larger or smaller. Further, under the condition where the target equivalent ratio TFBYA is constant, the temperature TEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 becomes smaller as the temperature becomes higher.

ステップ85では過給判定フラグTBCRG及びチョーク判定フラグCHOKE1を設定する。この過給判定フラグTBCRG及びチョーク判定フラグCHOKE1の設定については図38のフローにより説明する。   In step 85, a supercharging determination flag TBCRG and a choke determination flag CHOKE1 are set. The setting of the supercharging determination flag TBCRG and the choke determination flag CHOKE1 will be described with reference to the flowchart of FIG.

図38(図37ステップ85のサブルーチン)においてステップ101では、圧力センサ44により検出される吸気圧力PIN(=PCOL)と、図36のステップ75で算出されている燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける圧力PEVCを読み込む。   In FIG. 38 (subroutine of step 85 in FIG. 37), in step 101, the intake pressure PIN (= PCOL) detected by the pressure sensor 44 and the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 calculated in step 75 of FIG. Read the pressure PEVC at.

ステップ102では、吸気圧力PINと、燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける圧力PEVCとから、次式により吸気排気圧力比PINBYEXを算出する。   In step 102, an intake exhaust pressure ratio PINBYEX is calculated from the intake pressure PIN and the pressure PEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 by the following equation.

PINBYEX=PIN/PEVC…(70)
この吸気排気圧力比PINBYEXは無名数であり、これと1をステップ103で比較する。吸気排気圧力比PINBYEXが1以下の場合には過給無しと判断し、ステップ104に進んで過給判定フラグTBCRG(ゼロに初期設定)=0とする。
PINBYEX = PIN / PEVC (70)
This intake / exhaust pressure ratio PINBYEX is an unknown number, and 1 is compared with this in step 103. When the intake / exhaust pressure ratio PINBYEX is 1 or less, it is determined that there is no supercharging, and the routine proceeds to step 104 where the supercharging determination flag TBCRG (initially set to zero) = 0.

吸気排気圧力比PINBYEXが1より大きい場合には過給有りと判断し、ステップ105へ進んで過給判定フラグTBCRG=1とする。   If the intake / exhaust pressure ratio PINBYEX is greater than 1, it is determined that there is supercharging, and the routine proceeds to step 105 where the supercharging determination flag TBCRG = 1.

ステップ106では、図34のステップ51で読み込まれている目標当量比TFBYAから図48に示すテーブルを検索することにより、混合ガスの比熱比MIXAIRSHRを求め、これをステップ107で不活性ガスの比熱比SHEATRと入れ換える。図48に示したように、混合ガスの比熱比MIXAIRSHRは、目標当量比TFBYAが小さくなるほど大きくなる値である。ここで、混合ガスとは吸気弁15が開いたときに不活性ガスが吸気マニホールド3へと吹き返して吸気と混合したガスのことである。   In step 106, the specific heat ratio MIXAIRSHR of the mixed gas is obtained by searching the table shown in FIG. 48 from the target equivalent ratio TFBYA read in step 51 of FIG. 34, and this is obtained in step 107 as the specific heat ratio of the inert gas. Replace with SHEATR. As shown in FIG. 48, the specific heat ratio MIXAIRSHR of the mixed gas is a value that increases as the target equivalent ratio TFBYA decreases. Here, the mixed gas is a gas in which the inert gas blows back to the intake manifold 3 when the intake valve 15 is opened and is mixed with the intake air.

ステップ106、107において、不活性ガスの比熱比SHEATRを混合ガスの比熱比MIXAIRSHRに置き換えるのは、ターボ過給や慣性過給等の過給時を考慮したものである。すなわち、過給時には吸排気弁のオーバーラップ中のガス流れが吸気系から排気系へ向かう(吹き抜ける)ので、この場合においては、上記の仮想オリフィスを通過するガスの比熱比を不活性ガスの比熱比から混合ガスの比熱比に変更することで、吹き抜けるガス量を精度良く推定し、内部不活性ガス量を精度良く算出するためである。   In steps 106 and 107, the specific heat ratio SHEATR of the inert gas is replaced with the specific heat ratio MIXAIRSHR of the mixed gas in consideration of turbocharging, inertial supercharging, and the like. That is, during supercharging, the gas flow during the overlap of the intake / exhaust valve is directed (blows through) from the intake system to the exhaust system. In this case, the specific heat ratio of the gas passing through the virtual orifice is the specific heat of the inert gas. By changing the ratio to the specific heat ratio of the mixed gas, the amount of gas blown through is accurately estimated, and the amount of internal inert gas is accurately calculated.

ステップ108では、図37のステップ84または図38のステップ106、107で算出している不活性ガスの比熱比SHEATRに基づき、最小と最大とのチョーク判定しきい値SLCHOKEL、SLCHOKEHを次式により算出する。   In step 108, based on the specific heat ratio SHEATR of the inert gas calculated in step 84 of FIG. 37 or steps 106 and 107 of FIG. 38, the minimum and maximum choke determination threshold values SLCHOKE and SLCHOKEH are calculated by the following equations. To do.

SLCHOKEL={2/(SHEATR+1)}
^{SHEATR/(SHEATR−1)} …(71a)
SLCHOKEH={−2/(SHEATR+1)}
^{−SHEATR/(SHEATR−1)}…(71b)
これらのチョーク判定しきい値SLCHOKEL、SLCHOKEHは、チョークする限界値を算出している。
SLCHOKER = {2 / (SHEATR + 1)}
^ {SHEATR / (SHEATR-1)} (71a)
SLCHOKEH = {− 2 / (SHEATR + 1)}
^ {-SHEATR / (SHEATR-1)} (71b)
These choke determination threshold values SLCHOKE and SLCHOKEH calculate the limit value for choking.

ステップ108において、(71a)右辺、(71b)右辺の各累乗計算が困難な場合には、(71a)、(71b)式の算出結果を、最小チョーク判定しきい値SLCHOKELのテーブルと最大チョーク判定しきい値SLCHOKEHのテーブルとしてそれぞれエンジンコントローラ31のメモリに予め記憶しておき、不活性ガスの比熱比SHEATRから当該テーブルを検索することにより求めてもよい。   When it is difficult to calculate each power of (71a) right side and (71b) right side in step 108, the calculation results of equations (71a) and (71b) are used as the minimum choke determination threshold value SLCHOKEEL table and maximum choke determination. The threshold value SLCHOKEH table may be stored in advance in the memory of the engine controller 31 and obtained by searching the table from the specific heat ratio SHEATR of the inert gas.

テップ109では、吸気排気圧力比PINBYEXが、最小チョーク判定しきい値SLCHOKEL以上でかつ最大チョーク判定しきい値SLCHOKEH以下の範囲内にあるか否か、すなわちチョーク状態にないか否かを判定する。吸気排気圧力比PINBYEXが範囲内にある場合にはオーバーラップ中のガスの流れにチョークが生じてないと判断し、ステップ110に進んでチョーク判定フラグCHOKE1(ゼロに初期設定)=0とする。   In step 109, it is determined whether or not the intake / exhaust pressure ratio PINBYEX is within the range of not less than the minimum choke determination threshold value SLCHOKEEL and not more than the maximum choke determination threshold value SLCHOKEH, that is, not in the choke state. If the intake / exhaust pressure ratio PINBYEX is within the range, it is determined that choke is not generated in the overlapping gas flow, and the routine proceeds to step 110 where the choke determination flag CHOKE1 (initially set to zero) = 0.

吸気排気圧力比P1NBYEXが範囲内にない場合にはオーバーラップ中のガスの流れにチョークが生じていると判断し、ステップ111に進んでチョーク判定フラグCHOKE1=1とする。   If the intake / exhaust pressure ratio P1NBYEX is not within the range, it is determined that choke is generated in the overlapping gas flow, and the routine proceeds to step 111 where the choke determination flag CHOKE1 = 1 is set.

このようにして過給判定フラグとチョーク判定フラグの設定を終了したら図37に戻り、ステップ86〜88で次の4つの場合分けを行う。   When the setting of the supercharging determination flag and the choke determination flag is thus completed, the process returns to FIG. 37, and the following four cases are performed in steps 86 to 88.

(カ)TBCRG=0かつCHOKE1=0のとき
(キ)TBCRG=0かつCHOKE1=0のとき
(ク)TBCRG=0かつCHOKE1=1のとき
(ケ)TBCRG=1かつCHOKE1=0のとき
そして、上記(カ)のときにはステップ89に進んで、過給無しかつチョーク無し時のオーバーラップ中の平均吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp1を、上記(キ)のときにはステップ90に進んで過給無しかつチョーク有り時のオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp2を、上記(ク)のときにはステップ91に進んで過給有りかつチョーク無し時のオーバーラップ中の平均吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp3を、上記(ケ)のときにはステップ92に進んで過給有りかつチョーク有り時の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp4をそれぞれ算出し、算出結果をオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmpに移す。
(F) When TBCRG = 0 and CHOKE1 = 0 (G) When TBCRG = 0 and CHOKE1 = 0 (G) When TBCRG = 0 and CHOKE1 = 1 (K) When TBCRG = 1 and CHOKE1 = 0 In the case of (F), the process proceeds to Step 89, and the average blow-back inert gas flow rate MRESOLtmp1 during the overlap when there is no supercharging and no choke is reached. In the case of (c), the flow proceeds to step 91, and the average blown-back inert gas flow rate MRESOLtmp3 during the overlap when there is supercharging and no choke is When it is, go to step 92 and when supercharging and choke are present The blowback inert gas flow rate MRESOLtmp4 is calculated, and the calculation result is transferred to the overlapped blowback inert gas flow rate MRESOLtmp.

ここで、過給無しかつチョーク無し時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp1の算出について図39のフローにより説明する
図39(図37ステップ89のサブルーチン)においてステップ121では、図36のステップ73、75で算出されている不活性ガスのガス定数REX、燃焼室5の排気弁閉時期における圧力PEVCを読み込む。
Here, the calculation of the reflowing inert gas flow rate MRESOLtmp1 during overlap when there is no supercharging and no choke will be described with reference to the flow of FIG. 39. In FIG. 39 (subroutine of step 89 in FIG. 37), in step 121, step 73 in FIG. , 75, the gas constant REX of the inert gas, and the pressure PEVC when the exhaust valve of the combustion chamber 5 is closed are read.

ステップ122では、不活性ガスのガス定数REXと、図37のステップ81で読み込まれている燃焼室5の排気弁閉時期における温度TEVCとに基づき、後述するガス流量の算出式に用いる密度項MRSOLDを次式により算出する。   In step 122, based on the gas constant REX of the inert gas and the temperature TEVC at the exhaust valve closing timing of the combustion chamber 5 read in step 81 of FIG. Is calculated by the following equation.

MRSOLD=SQRT{1/(REX×TEVC)}…(72)
ここで、(72)式右辺の「SQRT」はすぐ右のカッコ内の値の平方根を計算させる関数である。
MRSOLD = SQRT {1 / (REX × TEVC)} (72)
Here, “SQRT” on the right side of the equation (72) is a function for calculating the square root of the value in the parenthesis on the right.

なお、密度項MRSOLDの平方根計算が困難な場合は、(72)式の算出結果をマップとしてエンジンコントローラ31のメモリに予め記憶しておき、ガス定数REXと燃焼室5の排気弁閉時期における温度TEVCとからそのマップを検索することにより求めてもよい。   If the square root of the density term MRSOLD is difficult to calculate, the calculation result of the equation (72) is stored in advance in the memory of the engine controller 31 as a map, and the gas constant REX and the temperature at the closing timing of the exhaust valve of the combustion chamber 5 are stored. You may obtain | require by searching the map from TEVC.

ステップ123では、図37のステップ84で算出されている不活性ガスの比熱比SHEATRと、図38のステップ102で算出されている吸気排気圧力比PINBYEXとに基づき、後述するガス流量の算出式に用いる圧力差項MRSOLPを次式により算出する。   In step 123, based on the specific heat ratio SHEATR of the inert gas calculated in step 84 of FIG. 37 and the intake exhaust pressure ratio PINBYEX calculated in step 102 of FIG. The pressure difference term MRSOLP used is calculated by the following equation.

MRSOLP=SQRT[SHEATR/(SHEATR−1)
×{PTNBYEX^(2/SHEATR)
−PTNBYEX^((SHEATR+1)/SHEATR)}]…(73)
ステップ124では、これら密度項MRSOLD、圧力差項MRSOLPと、燃焼室5の排気弁閉時期における圧力PEVCとから、過給無しかつチョーク無し時のオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp1を次式(ガス流量の算出式)により算出し、その算出値をステップ125でオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmpに移す。
MRSOLP = SQRT [SHEATR / (SHEATR-1)
× {PTNBYEX ^ (2 / SHEATR)
-PTNBYEX ^ ((SHEATR + 1) / SHEATR)}] (73)
In step 124, from the density term MRSOLD, the pressure difference term MRSOLP, and the pressure PEVC at the exhaust valve closing timing of the combustion chamber 5, the blowback inert gas flow rate MRESOLtmp1 during the overlap without supercharging and without choke is expressed by In step 125, the calculated value is transferred to the blown back inert gas flow rate MRESOLtmp.

MRESOLtmp1=1.4×PEVC×MRSOLD×MRSOLP…(74)
次に、過給無しかつチョーク有り時の吹き返し不活性ガス流量の算出について図40のフローにより説明する
図40(図37ステップ90のサブルーチン)においてステップ131、132では、図39のステップ121、122と同様にして、不活性ガスのガス定数REX、燃焼室5の排気弁閉時期における圧力PEVCを読み込み、これらから前述の(72)式により密度項MRSOLDを算出する。
MRESOLtmp1 = 1.4 × PEVC × MRSOLD × MRSOLP (74)
Next, calculation of the blowback inert gas flow rate without supercharging and with choke will be described with reference to the flow of FIG. 40. In FIG. 40 (subroutine of step 90 in FIG. 37), in steps 131 and 132, steps 121 and 122 in FIG. In the same manner as described above, the gas constant REX of the inert gas and the pressure PEVC at the time of closing the exhaust valve of the combustion chamber 5 are read, and the density term MRSOLD is calculated from the above equation (72).

ステップ133では、図37のステップ84で算出されている不活性ガスの比熱比SHEATRに基づき、チョーク時圧力差項MRSOLPCを次式により算出する。   In step 133, the choke pressure difference term MRSOLPC is calculated from the following equation based on the specific heat ratio SHEATR of the inert gas calculated in step 84 of FIG.

MRSOLPC=SQRT[SHEATR×{2/(SHEATR+1)} ^{(SHEATR+1)/〔SHEATR−1)}]…(75)
なお、(75)式の累乗計算と平方根計算とが困難な場合には、(75)式の算出結果を、チョーク時圧力差項MRSOLPCのテーブルとしてエンジンコントローラ31のメモリに予めに記憶しておき、不活性ガスの比熱比SHEATRからそのテーブルを検索することにより求めてもよい。
MRSOLPC = SQRT [SHEATR × {2 / (SHEATR + 1)} ^ {(SHEATR + 1) / [SHEATR-1)}] (75)
If it is difficult to calculate the power and square root of equation (75), the calculation result of equation (75) is stored in advance in the memory of the engine controller 31 as a table for the choke pressure difference term MRSOLPC. Alternatively, it may be obtained by searching the table from the specific heat ratio SHEATR of the inert gas.

ステップ134では、これら密度項MRSOLD、チョーク時圧力差項MRSOLPCと、燃焼室5の排気弁閉時期における圧力PEVCとから、過給無しかつチョーク有り時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp2を次式により算出し、その算出値をステップ135でオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmpに移す。   In step 134, from the density term MRSOLD, the choke pressure difference term MRSOLPC, and the pressure PEVC at the time of closing the exhaust valve of the combustion chamber 5, the recirculating inert gas flow rate MRESOLtmp2 during the overlap without supercharging and with choke is In step 135, the calculated value is transferred to the blown back inert gas flow rate MRESOLtmp.

MRESOLtmp2=PEVC×MRSOLD×MRSOLPC…(76)
次に、過給有りかつチョーク無し時の吹き返しガス流量の算出について図41のフローにより説明する
図41(図37ステップ91のサブルーチン)においてステップ141では、吸気圧力センサ44により検出される吸気圧力PINを読み込む。
MRESOLtmp2 = PEVC × MRSOLD × MRSOLPC (76)
Next, calculation of the blowback gas flow rate with supercharging and without choke will be described with reference to the flow of FIG. 41. In FIG. 41 (subroutine of step 91 in FIG. 37), in step 141, the intake pressure PIN detected by the intake pressure sensor 44 is explained. Is read.

ステップ142では、図38のステップ106、107で算出されている不活性ガスの比熱比SHEATRと、図38のステップ102で算出されている吸気排気圧力比PINBYEXとから、過給時圧力差項MRSOLPTを次式により算出する。   In step 142, the supercharging pressure difference term MRSOLPT is calculated from the specific heat ratio SHEATR of the inert gas calculated in steps 106 and 107 in FIG. 38 and the intake / exhaust pressure ratio PINBYEX calculated in step 102 in FIG. Is calculated by the following equation.

MRSOLPT=SQRT[SHEATR/(SHEATR−1)
×{PINBYEX^(−2/SHEATR)
−PINBYEX^(−(SHEATR+1)/SHEATR)}]…(77)
なお、(77)式の累乗計算と平方根計算とが困難な場合は、(77)式の算出結果を、過給時圧力差項MRSOLPTのマップとしてエンジンコントローラ31のメモリに予め記憶しておき、不活性ガスの比熱比SHEATRと吸気排気圧力比PINBYEXとからそのマップを検索することにより求めてもよい。
MRSOLPT = SQRT [SHEATR / (SHEATR-1)
× {PINBYEX ^ (-2 / SHEATR)
-PINBYEX ^ (-(SHEATR + 1) / SHEATR)}] (77)
If the power calculation and the square root calculation of equation (77) are difficult, the calculation result of equation (77) is stored in advance in the memory of the engine controller 31 as a map of the supercharging pressure difference term MRSOLPT, You may obtain | require by searching the map from the specific heat ratio SHEATR of an inert gas, and the intake-exhaust pressure ratio PINBYEX.

ステップ143では、この過給時圧力差項MRSOLPTと吸気圧力PINとに基づいて、過給有りかつチョーク無し時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp3を次式により算出し、その算出値をステップ144でオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmpに移す。   In step 143, based on the pressure difference term at the time of supercharging MRSOLPT and the intake pressure PIN, the inactive gas flow rate MRESOLtmp3 during the overlap with supercharging and without choke is calculated by the following equation, and the calculated value is calculated in step 143. At 144, the flow returns to the blown back inert gas flow rate MRESOLtmp.

MRESOLtmp3=−0.152×PIN×MRSOLPT…(78)
ここで、(78)式の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp3は負の値とすることで、オーバーラップ中に吸気系から排気系へ吹き抜ける混合気のガス流量を表すことができる。
MRESOLtmp3 = −0.152 × PIN × MRSOLPT (78)
Here, by setting the blowback inert gas flow rate MRESOLtmp3 in the equation (78) to a negative value, the gas flow rate of the air-fuel mixture blown from the intake system to the exhaust system during the overlap can be expressed.

次に、過給有りかつチョーク有り時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量の算出について図42のフローにより説明する。   Next, calculation of the flow rate of the inert gas blown back during overlap when there is supercharging and with choke will be described with reference to the flow of FIG.

図42(図37ステップ92のサブルーチン)においてステップ151、152では、図41のステップ141と同じく吸気圧力センサ44により検出される吸気圧力PINを読み込むと共に、図41のステップ132と同じくチョーク時圧力差項MRSOLPCを前述の(75)式により算出する。   42 (subroutine of step 92 in FIG. 37), in steps 151 and 152, the intake pressure PIN detected by the intake pressure sensor 44 is read as in step 141 of FIG. 41, and the choke pressure difference is the same as in step 132 of FIG. The term MRSOLPC is calculated by the aforementioned equation (75).

ステップ153では、このチョーク時圧力差項MRSOLPCと吸気圧力PINとに基づいて、過給有りかつチョーク有り時のオーバーラップ中吹き返しガス流量MRESOLtmp4を次式により算出し、その算出値をステップ154でオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmpに移す。   In step 153, based on the choke pressure difference term MRSOLPC and the intake pressure PIN, the overlap blow-back gas flow rate MRESOLtmp4 with supercharging and with choke is calculated by the following equation, and the calculated value is exceeded in step 154. Transfer to blown inert gas flow rate MRESOLtmp during lap.

MRESOLtmp4=−0.108×PIN×MRSOLPC…(79)
ここで、(79)式の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp4も、MRESOLtmp3と同様、負の値とすることで、オーバーラップ中に吸気側から排気側へ吹き抜ける混合気のガス流量を表すことができる。
MRESOLtmp4 = −0.108 × PIN × MRSOLPC (79)
Here, the blowback inert gas flow rate MRESOLtmp4 of the equation (79) can also represent a gas flow rate of the air-fuel mixture blown from the intake side to the exhaust side during the overlap, similarly to MRESOLtmp3.

このようにして、過給の有無とチョークの有無との組み合わせにより場合分けした、オーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmpの算出を終了したら図37に戻り、ステップ93においてこのオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmpとオーバーラップ期間中の積算有効面積ASUMOLとから、次式によりオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス量MRESOLを算出する。   In this way, when the calculation of the blowback inert gas flow rate MRESOLtmp during the overlap, which is classified according to the combination of the presence or absence of supercharging and the presence or absence of choke, is completed, the flow returns to FIG. From the inert gas flow rate MRESOLtmp and the integrated effective area ASUMOL during the overlap period, the blown back inert gas amount MRESOL during the overlap is calculated by the following equation.

MRESOL=(MRESOLtmP×ASUMOL×60)
/(NRPM×360)…(80)
このようにしてオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス量MRESOLの算出を終了したら図35に戻り、ステップ63において排気弁閉時期EVCにおける不活性ガス量MRESCYLと、このオーバーラップ中吹き返しガス量MRESOLとを加算して、つまり次式により不活性ガス量MRESを算出する。
MRESOL = (MRESOLtmP × ASUMOL × 60)
/(NRPM×360)...(80)
When the calculation of the blown back inert gas amount MRESOL during the overlap is completed in this way, the process returns to FIG. Addition, that is, the inert gas amount MRES is calculated by the following equation.

MRES=MRESCYL+MRESOL…(81)
前述のように、過給有り時にはオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量(MRESOLtmp3、MRESOLtmp4)が負となるため、上記(80)式のオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス量MRESOLも負となり、このとき(81)式によれば、オーバーラップ中の吹き返し不活性ガス量MRESOLの分だけ不活性ガス量が減じられる。
MRES = MRESCYL + MRESSOL (81)
As described above, when the supercharging is performed, the flow rate of the inert gas blown back during overlap (MRESOLtmp3, MRESOLtmp4) becomes negative. According to the equation (81), the amount of inert gas is reduced by the amount of blown back inert gas amount MRESOL during the overlap.

このようにして不活性ガス量MRESの算出を終了したら図34に戻り、ステップ54においてこの不活性ガス量MRESと、目標当量比TFBYAとを用いて、次式により不活性ガス率MRESFR(燃焼室5内の総ガス量に対する不活性ガス量の割合)を算出する。   When the calculation of the inert gas amount MRES is completed in this manner, the flow returns to FIG. 34, and in step 54, the inert gas rate MRESFR (combustion chamber) is calculated using the inert gas amount MRES and the target equivalent ratio TFBYA according to the following equation. 5) (the ratio of the amount of inert gas to the total gas amount in 5).

MRESFR=MRES
/{MRES+MACYL×(1+TFBYA/14.7)}…(82)
これで不活性ガス率MRESFRの算出を総て終了する。
MRESFR = MRES
/{MRES+MACYL×(1+TFBYA/14.7)} (82)
This completes the calculation of the inert gas ratio MRESFR.

このように、不活性ガス量MRESを、燃焼室5の排気弁閉時期における不活性ガス量MRESCYLと、吸排気弁のオーバーラップ中の吹き返しガス量MRESOLとで構成し(図35のステップ63参照)、この場合に、燃焼室5の排気弁閉時期における温度TEV及び圧力PEVCを算出し(図36のステップ74、75)、これら温度TEVC、圧力PEVCと不活性ガスのガス定数REXとに基づいて状態方程式(上記(68)式)により燃焼室5の排気弁閉時期における不活性ガス量MRESCYLを算出する(図36のステップ76参照)ようにしたので、特に、燃焼室5内部の状態量(PEVC、VEVC、TEVC)が刻々と変化する過渡運転時においても、運転条件に関わらず精度良く排気弁閉時期における不活性ガス量MRESCYLを算出(推定)できる。   In this way, the inert gas amount MRES is composed of the inert gas amount MRESCYL when the exhaust valve of the combustion chamber 5 is closed, and the blown back gas amount MRESSOL during the overlap of the intake and exhaust valves (see step 63 in FIG. 35). In this case, the temperature TEV and the pressure PEVC at the closing timing of the exhaust valve in the combustion chamber 5 are calculated (steps 74 and 75 in FIG. 36), and based on the temperature TEVC, the pressure PEVC and the gas constant REX of the inert gas. Since the inert gas amount MRESCYL at the exhaust valve closing timing of the combustion chamber 5 is calculated by the equation of state (the above equation (68)) (see step 76 in FIG. 36), in particular, the state amount inside the combustion chamber 5 Even during transient operation in which (PEVC, VEVC, TEVC) changes momentarily, the inert gas at the exhaust valve closing timing is accurate regardless of the operating conditions. MRESCYL can be calculated (estimated) a.

また、燃焼室5の排気弁閉時期における温度TEVC及び圧力PEVC、不活性ガスのガス定数REX及び比熱比SHEATR、吸気圧力PINに基づいてオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量(MRESOLtmp1、MRESOLtmp2)を算出し(図39、図40参照)、このガス流量にオーバーラップ中の積算有効面積ASUMOLを乗算して、オーバーラップ中の吹き返しガス量MRESOLを算出する(図37のステップ93参照)ようにしたので、精度良くオーバーラップ中吹き返しガス量MRESOLを算出(推定)できる。   In addition, based on the temperature TEVC and pressure PEVC of the combustion chamber 5 when the exhaust valve is closed, the gas constant REX and specific heat ratio SHEATR of the inert gas, and the intake pressure PIN, the blown back inert gas flow rate (MRESOLtmp1, MRESOLtmp2) during the overlap is determined. Calculated (see FIGS. 39 and 40) and multiplied by the accumulated effective area ASUMOL during the overlap, the blow-back gas amount MRESOL during the overlap is calculated (see step 93 in FIG. 37). Therefore, the overlapped blow-back gas amount MRESOL can be calculated (estimated) with high accuracy.

また、不活性ガスのガス定数REXや不活性ガスの比熱比SHEATRは、目標当量比TFBYAに応じた値としているので(図44、図47参照)、理論空燃比を外れた空燃比での運転時(例えば理論空燃比よりもリーンな空燃比で運転を行うリーン運転時、冷間始動時のようにエンジンが元々不安定な状態を安定させるために理論空燃比の空燃比よりもリッチ側の空燃比で運転するエンジン始動直後、同じく大きな出力が要求されるために理論空燃比の空燃比よりもリッチ側の空燃比で運転する全負荷運転時)にも、燃焼室5の排気弁閉時期における不活性ガス量MRESCYL、オーバーラップ中吹き返しガス量MRESOL、これらの合計である内部不活性ガス量MRES、これに基づく内部不活性ガス率MRESFRを精度良く算出できる。   Further, since the gas constant REX of the inert gas and the specific heat ratio SHEATR of the inert gas are values corresponding to the target equivalent ratio TFBYA (see FIGS. 44 and 47), the operation at an air-fuel ratio that deviates from the theoretical air-fuel ratio. (E.g. during lean operation where the air / fuel ratio is leaner than the stoichiometric air / fuel ratio, in order to stabilize the engine's originally unstable state, such as during cold start, the engine is on the rich side of the stoichiometric air / fuel ratio. Immediately after starting the engine operating at the air-fuel ratio, since the same large output is required, the exhaust valve closing timing of the combustion chamber 5 is also applied during full load operation where the air-fuel ratio is richer than the stoichiometric air-fuel ratio. Inert gas amount MRESCYL, overlapped blow-back gas amount MRESSOL, total internal inert gas amount MRES, and internal inert gas ratio MRESFR based on this are accurately calculated. It can be.

また、オーバーラップ期間の積算有効面積ASUMOLを仮想オリフィスの面積とし、この仮想オリフィスを排気が燃焼室5から吸気系へと吹き抜けると仮定しているので、オーバーラップ中の吹き返し不活性ガス量MRESOLの算出が簡略化されている。   Further, since the accumulated effective area ASUMOL during the overlap period is defined as the area of the virtual orifice, and it is assumed that the exhaust gas is blown through the virtual orifice from the combustion chamber 5 to the intake system, the amount of blown back inert gas amount MRESOL during the overlap is assumed. Calculation is simplified.

これで、温度と圧力の算出を終了する。   This completes the calculation of temperature and pressure.

(B)流速;1サイクル中、流速は図31に示すように変化するので、上記(20)式の吸気気流V2と比例しかつ減衰するとみなし、各区間で平均した平均流速Vを次のように算出する。   (B) Flow velocity: Since the flow velocity changes during one cycle as shown in FIG. 31, it is assumed that the velocity is proportional to and attenuated with the intake airflow V2 in the above equation (20), and the average velocity V averaged in each section is as follows: To calculate.

気化燃焼分の区間 ;平均流速V =V2×#KIV…(83)
気化未燃排出分の区間;平均流速Vc=V2×#KIL…(84)
ここで、#KIV、#KILは定数である。
Vaporized combustion section: Average flow velocity V = V2 × # KIV (83)
Vaporized unburned discharge interval; average flow velocity Vc = V2 × # KIL (84)
Here, #KIV and #KIL are constants.

このように、燃焼室壁流からの気化燃焼分、気化未燃排出分(V0、V1)とシリンダ面壁流からの気化燃焼分、気化未燃排出分(W0、W1)とは前記の吸気弁壁流からの蒸発分や持ち去り分(Y0、Y1、Y2)と吸気ポート壁流からの蒸発分や持ち去り分(Z0、Z1、Z2)と同じく、個別に算出するが、式は同じであり入力するパラメータ(温度、流速、圧力)が異なるだけであり、これも適合工数の時間短縮に寄与するものである。   As described above, the vaporized combustion amount from the combustion chamber wall flow, the vaporized unburned exhaust amount (V0, V1), the vaporized combustion amount from the cylinder face wall flow, and the vaporized unburned exhaust amount (W0, W1) are the intake valve. As with the evaporation and removal from the wall flow (Y0, Y1, Y2) and the evaporation and removal from the intake port wall flow (Z0, Z1, Z2), they are calculated separately, but the equations are the same. There are only different parameters (temperature, flow velocity, pressure) to be input, which also contributes to shortening the time required for adaptation.

このようにして本実施形態によれば、噴射時噴霧の各分岐分(XB、XC、XD、XF、X0´、X0´´、X0´´´)及び壁流の各分岐分(Y0、Y1、Y2、Z0、Z1、Z2、V0、V1、W0、W1、W2)を算出する際に、いずれもエンジンの設計図面や噴射弁21などの部品の仕様を多用しており、従って、1回はマップやテーブル特性を実機実験する必要があるものの、その後はマップやテーブル特性はエンジン機種が変わってもほとんど変える必要がない。   In this way, according to the present embodiment, each branch of spray during spraying (XB, XC, XD, XF, X0 ′, X0 ″, X0 ″ ′) and each branch of wall flow (Y0, Y1) , Y2, Z0, Z1, Z2, V0, V1, W0, W1, W2), all use engine design drawings and specifications of parts such as the injection valve 21, and therefore, once. Although it is necessary to experiment with the map and table characteristics, the map and table characteristics need hardly be changed even if the engine model changes.

また、噴霧の拡散燃焼による燃焼の素質(未燃分差)からくる要求空燃比を与えるところまで結び付けられるので(上記(12a)、(12b)式参照)、各種の空燃比の増量(リッチ化)の制御を統合化できることから、(13)、(14)式のところで説明したように、従来必要であった各種の増量ロジック(水温増量、始動後増量、始動増量、全開増量等)が不要となって制御が簡素化され、適合も廃止または簡素化できるので、これも適合工数や期間を削減することに寄与する。また、噴霧の粒径を燃焼まで結びつけることで、不正燃焼によるHCやスモークの発生の推定技術に結び付けることが可能となる。   In addition, since the required air-fuel ratio is derived from the quality of combustion (difference in unburned fuel) due to the diffusion combustion of the spray (see the above formulas (12a) and (12b)), various increases in the air-fuel ratio (enrichment) ) Control can be integrated, and as explained in the formulas (13) and (14), the various increase logics (water temperature increase, post-start-up increase, start-up increase, fully-open increase, etc.) that were necessary in the past are unnecessary. Since the control is simplified and the adaptation can be abolished or simplified, this also contributes to the reduction of the man-hours and the period of the adaptation. Further, by combining the spray particle size up to combustion, it is possible to connect to the estimation technology for the generation of HC and smoke due to unauthorized combustion.

ここで、本実施形態の作用、特に請求項に関係するところを説明する。   Here, the operation of the present embodiment, particularly those related to the claims will be described.

本実施形態(請求項1に記載の発明)によれば、図13に示す気化特性f(V、T、P)(燃焼室5内に形成される壁流燃料の蒸発に関わる基本特性)を用いて燃焼室壁の壁流からの気化燃焼分V0及び気化未燃排出分V1、シリンダ面壁52の壁流からの気化燃焼分W0及び気化未燃排出分W1(V0、V1、W0、W1はいずれも燃焼室5内に形成される壁流燃料からの蒸発率)を算出し、これら算出されたV0、V1、W0、W1を用いて燃料噴射弁21からの燃料噴射量を算出するので、例えば燃料噴射弁21のレイアウトで噴霧の付着場所が変わり、燃焼室壁、シリンダ面壁52(燃焼室5の壁面)での壁流燃料からの蒸発量が異なる場合においても、同じ図13に示す特性を用いてV0、V1、W0、W1(蒸発率)を算出することができるので、再度の適合実験は必要なく、適合工数が大幅に低減でき、適合に要する期間も短縮できる。   According to the present embodiment (the invention described in claim 1), the vaporization characteristics f (V, T, P) (basic characteristics related to the evaporation of wall flow fuel formed in the combustion chamber 5) shown in FIG. Using the vaporized combustion part V0 and the vaporized unburned exhaust part V1 from the wall flow of the combustion chamber wall, the vaporized combustion part W0 and the vaporized unburned exhausted part W1 from the wall flow of the cylinder face wall 52 (V0, V1, W0, W1 are In any case, the evaporation rate from the wall flow fuel formed in the combustion chamber 5 is calculated, and the fuel injection amount from the fuel injection valve 21 is calculated using these calculated V0, V1, W0, and W1. For example, the characteristics shown in FIG. 13 are the same even when the location of the spray varies depending on the layout of the fuel injection valve 21 and the amount of evaporation from the wall flow fuel on the combustion chamber wall and the cylinder surface wall 52 (wall surface of the combustion chamber 5) differs. To calculate V0, V1, W0, W1 (evaporation rate) Since the door can be, rather than fit experiment again necessary, fit man-hours can be significantly reduced, the time required to adapt can also be shortened.

また、燃焼室5内に形成される壁流燃料からの蒸発率であるV0、V1、W0、W1を算出する際には1サイクル中の所定区間での蒸発に寄与する実効温度Tc、Teまたは1サイクル中の所定区間での蒸発に寄与する実効圧力Pc、Peを図13に示す気化特性に対して用いるので、燃焼室5内に形成される壁流燃料からの1サイクル中の所定区間での蒸発量を精度良く算出できる。   Further, when calculating V0, V1, W0, and W1 that are evaporation rates from the wall flow fuel formed in the combustion chamber 5, effective temperatures Tc, Te that contribute to evaporation in a predetermined section in one cycle, or Since the effective pressures Pc and Pe that contribute to evaporation in a predetermined section in one cycle are used for the vaporization characteristics shown in FIG. 13, in the predetermined section in one cycle from the wall flow fuel formed in the combustion chamber 5. Can be calculated with high accuracy.

燃焼室5の吸気終了から燃焼までの区間における最低、最高の各温度は、燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINI、燃焼室5の燃焼時における最高温度TMAX、また、燃焼室5の吸気終了から燃焼までの区間における最低、最高の各圧力は、燃焼室5の吸気弁閉時期における圧力PINI、燃焼室の燃焼時における最高圧力PMAXであり、本実施形態(請求項4に記載の発明)によれば、上記(64)式に示したようにこれら最低、最高の2つの温度の重み付け平均値を燃焼室5の吸気終了から燃焼までの区間の実効温度Tcとし、また上記(65)式に示したようにこれら最低、最高の2つの圧力の重み付け平均値を燃焼室5の吸気終了から燃焼までの区間の実効圧力Pcとするので、上記(64)、(65)式の重み付け係数a、bを適合するだけでよくなり適合が容易になる。   The minimum and maximum temperatures in the period from the end of intake of the combustion chamber 5 to combustion are the temperature TINI at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber 5, the maximum temperature TMAX at the time of combustion in the combustion chamber 5, and the intake air of the combustion chamber 5 The minimum and maximum pressures in the section from the end to the combustion are the pressure PINI at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 and the maximum pressure PMAX at the time of combustion in the combustion chamber, and this embodiment (the invention according to claim 4) ), The weighted average value of the two lowest and highest temperatures is set as the effective temperature Tc in the section from the end of the intake of the combustion chamber 5 to the combustion as shown in the above equation (64), and the above (65) As shown in the equation, since the weighted average value of these two lowest and highest pressures is set as the effective pressure Pc in the section from the end of intake of the combustion chamber 5 to the combustion, the weighting coefficients of the above equations (64) and (65) , It fits it only needs to adapt the b is facilitated.

燃焼室5の燃焼から排気終了までの区間における最高、最低の各温度は、燃焼室5の燃焼時における最高温度TMAX、燃焼室5の排気弁閉時期における温度TEVC、また燃焼室5の燃焼から排気終了までの区間における最高、最低の各圧力は、燃焼室5の燃焼時における最高圧力PMAX、燃焼室5の排気弁閉時期における圧力PEVCであり、本実施形態(請求項5に記載の発明)によれば、上記(66)式に示したようにこれら最高、最低の2つの温度の重み付け平均値を燃焼室5の燃焼から排気終了までの区間における実効温度Teとし、また上記(67)式に示したようにこれら最高、最低の2つの圧力の重み付け平均値を燃焼室の燃焼から排気終了までの区間における実効圧力Peとするので、上記(66)、(67)式の重み付け係数c、dを適合するだけでよくなり適合が容易になる。   The maximum and minimum temperatures in the section from the combustion in the combustion chamber 5 to the end of exhaust are the maximum temperature TMAX at the time of combustion in the combustion chamber 5, the temperature TEVC at the closing timing of the exhaust valve in the combustion chamber 5, and the combustion in the combustion chamber 5 The maximum and minimum pressures in the section until the end of exhaust are the maximum pressure PMAX during combustion in the combustion chamber 5 and the pressure PEVC when the exhaust valve is closed in the combustion chamber 5, and this embodiment (the invention according to claim 5). ), The weighted average value of these two highest and lowest temperatures is set as the effective temperature Te in the section from the combustion in the combustion chamber 5 to the end of exhaust, as shown in the above equation (66), and the above (67) As shown in the equation, the weighted average value of these two highest and lowest pressures is set as the effective pressure Pe in the section from the combustion in the combustion chamber to the end of exhaust, so the weights of the above equations (66) and (67) With coefficients c, it is adapted will only need to adapt the d becomes easy.

本実施形態(請求項6に記載の発明)によれば、上記(60)式に示したように燃焼室5の燃焼時における最高温度TMAXは、燃焼により発生した総熱量が燃焼室5内のガスを暖めた際の温度上昇代であるQ/(MASSC×Cp)を、吸気弁閉時期からの断熱圧縮変化後の温度TCMAXに加算した値であるとする物理モデル式を用いるので、燃焼室5の燃焼時における最高温度TMAXを机上により容易に求めることができる。   According to the present embodiment (the invention described in claim 6), the maximum temperature TMAX at the time of combustion in the combustion chamber 5 is the total amount of heat generated by the combustion in the combustion chamber 5 as shown in the equation (60). Since a physical model equation is used, which is a value obtained by adding Q / (MASSC × Cp), which is a temperature increase when the gas is warmed, to a temperature TCMAX after the adiabatic compression change from the intake valve closing timing, The maximum temperature TMAX at the time of combustion of No. 5 can be easily obtained on a desk.

断熱圧縮変化後の燃焼を定容燃焼であると仮定したモデルによれば上記(63)式のように簡単な式となるので、本実施形態(請求項7に記載の発明)によれば、燃焼室5の燃焼時における最高温度TMAX、吸気弁閉時期からの断熱圧縮変化後の温度TCMAX及び吸気弁閉時期からの断熱圧縮変化後の圧力PCMAXから、その簡単な式により燃焼室5の燃焼時における最高圧力PMAXを算出することができる。   According to the model assuming that the combustion after the adiabatic compression change is constant volume combustion, the equation becomes as simple as the above equation (63). Therefore, according to the present embodiment (the invention described in claim 7), Combustion of the combustion chamber 5 from the maximum temperature TMAX at the time of combustion in the combustion chamber 5, the temperature TCMAX after the adiabatic compression change from the intake valve closing timing, and the pressure PCMAX after the adiabatic compression change from the intake valve closing timing by the simple equation The maximum pressure PMAX at the time can be calculated.

燃焼室5内の混合ガスが断熱圧縮されると仮定したモデルによれば上記(58b)、(59b)式のように簡単な式となるので、本実施形態(請求項8、9に記載の発明)によれば、その簡単な式により断熱圧縮後の混合ガス温度TCMAXと断熱圧縮変化後の混合ガス圧力PCMAXを算出することができる。   According to the model assuming that the mixed gas in the combustion chamber 5 is adiabatically compressed, the equation (58b) and the equation (59b) are simple, so this embodiment (described in claims 8 and 9). According to the invention, the mixed gas temperature TCMAX after adiabatic compression and the mixed gas pressure PCMAX after the adiabatic compression change can be calculated by the simple formula.

本実施形態(請求項10に記載の発明)によれば、コレクタ内温度TCOL、排気温度TEXH及び不活性ガス率MRESFRの3つの値と上記(57)式に示す簡単な式だけで燃焼室5の吸気弁閉時期における混合ガス温度TINIを求めることができる。   According to the present embodiment (the invention described in claim 10), the combustion chamber 5 is obtained by only three values of the collector internal temperature TCOL, the exhaust gas temperature TEXH, and the inert gas ratio MRESFR and the simple equation shown in the above equation (57). The mixed gas temperature TINI at the intake valve closing timing can be obtained.

ところで、エアフローメータ32により計量される吸気は吸気絞り弁23部、吸気ポート4を経て燃焼室5へと流入するので、次のように様々な影響を受けて燃焼室5の吸気弁閉時期における温度が定まる。   By the way, since the intake air measured by the air flow meter 32 flows into the combustion chamber 5 through the intake throttle valve 23 and the intake port 4, it is affected by various effects as follows at the timing of closing the intake valve of the combustion chamber 5. The temperature is determined.

a)吸気絞り弁23の開度が小さいときには吸気絞り弁23部を流れる吸気にチョークが生じ、このとき吸気の温度が低下する。   a) When the opening degree of the intake throttle valve 23 is small, choke occurs in the intake air flowing through the intake throttle valve 23, and the temperature of the intake air decreases at this time.

b)吸気絞り弁23の氷結防止用温水配管が設けられているときには吸気絞り弁23の氷結防止用温水配管を流れる冷却水と吸気との間で熱伝導が行われ、吸気が冷却水より熱を受けると吸気の温度が上昇し、この逆に吸気が冷却水により吸熱されると吸気の温度が低下する。   b) When the hot water pipe for preventing freezing of the intake throttle valve 23 is provided, heat conduction is performed between the cooling water flowing through the hot water pipe for preventing freezing of the intake throttle valve 23 and the intake air, and the intake air is heated from the cooling water. When the intake air is received, the temperature of the intake air rises. Conversely, when the intake air is absorbed by the cooling water, the temperature of the intake air decreases.

吸気ポート4付近になるとさらに複雑である。すなわち、
c)吸気弁15が開くことによって不活性ガスが吸気マニホールド3へと逆流して吸気と混合し、吸気の温度は不活性ガスと吸気との混合ガスの温度へと上昇し、この混合ガスが再び吸気ポート4より燃焼室5へと流入する。
The vicinity of the intake port 4 is further complicated. That is,
c) When the intake valve 15 opens, the inert gas flows back to the intake manifold 3 and mixes with the intake air, and the temperature of the intake air rises to the temperature of the mixed gas of the inert gas and the intake air. It flows again from the intake port 4 into the combustion chamber 5.

d)吸気ポート4付近のウォータジャケットを流れる冷却水と混合ガスとの間で熱伝導が行われる場合には、混合ガスが冷却水より熱を受けると混合ガスの温度が上昇し、この逆に混合ガスが冷却水により吸熱されると混合ガスの温度が低下する。   d) When heat conduction is performed between the cooling water flowing through the water jacket near the intake port 4 and the mixed gas, the temperature of the mixed gas rises when the mixed gas receives heat from the cooling water, and vice versa. When the mixed gas is absorbed by the cooling water, the temperature of the mixed gas decreases.

e)特に吸気弁作動角可変機構27の作動により吸気弁15のリフトが小さいときには吸気弁15と弁シートの隙間を流れる混合ガスにチョークが生じ、このとき混合ガスの温度が低下する。   e) In particular, when the lift of the intake valve 15 is small due to the operation of the intake valve operating angle variable mechanism 27, choke is generated in the mixed gas flowing through the gap between the intake valve 15 and the valve seat, and the temperature of the mixed gas decreases at this time.

f)過渡時には吸気ポート4を流れる混合ガスの温度が変化する。例えば急加速時には混合ガスが断熱圧縮されるため吸気ポート4を流れる混合ガスの温度が上昇し、この逆に急減速時には混合ガスが断熱膨張するため吸気ポート4を流れる混合ガスの温度が低下する。   f) During transition, the temperature of the mixed gas flowing through the intake port 4 changes. For example, since the mixed gas is adiabatically compressed during sudden acceleration, the temperature of the mixed gas flowing through the intake port 4 rises. Conversely, during sudden deceleration, the mixed gas undergoes adiabatic expansion and thus the temperature of the mixed gas flowing through the intake port 4 falls. .

g)さらに燃焼室5に流入する混合ガスと燃焼室5内の壁面との間で熱伝導が行われる場合には、混合ガスが燃焼室5内の壁面より熱を受けると混合ガスの温度が上昇し、この逆に混合ガスが燃焼室内の壁面により吸熱されると混合ガスの温度が低下する。   g) Further, when heat conduction is performed between the mixed gas flowing into the combustion chamber 5 and the wall surface in the combustion chamber 5, the temperature of the mixed gas is increased when the mixed gas receives heat from the wall surface in the combustion chamber 5. Conversely, when the mixed gas is absorbed by the wall surface in the combustion chamber, the temperature of the mixed gas decreases.

このように、吸気温度は上記a)〜g)に示したように様々な影響を受けるので、第2実施形態では、上記a)〜g)に対して簡単なモデル式を構築することにより、上記a)〜g)の事態が生じることがあっても、燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける温度TINIを適切に算出することとする。なお、第2実施形態では、上記a)〜g)の全てに対して簡単なモデル式を構築しているが、上記a)〜g)のうちの少なくとも一つに対して簡単なモデル式を構築していればよい。実際には必要に応じて取捨選択すればよい。   As described above, the intake air temperature is affected variously as shown in the above a) to g). Therefore, in the second embodiment, by constructing a simple model equation for the above a) to g), Even if the above situations a) to g) occur, the temperature TINI of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing IVC is appropriately calculated. In the second embodiment, simple model formulas are constructed for all the above a) to g), but simple model formulas are used for at least one of the above a) to g). It only has to be built. In practice, selection may be made as necessary.

このため図1に重ねて示したように、第2実施形態ではエアフロメータ32付近の吸気温度を検出する温度センサ47、大気圧を検出する圧力センサ48、燃焼室5内の圧力を検出する圧力センサ49を設けている。なお、本実施形態ではエアフロメータ32により吸気量を計量するL−ジェトロニックシステムで説明するが、D−ジェトロニックシステムを排除するものではない。   Therefore, as shown in FIG. 1, in the second embodiment, the temperature sensor 47 that detects the intake air temperature near the air flow meter 32, the pressure sensor 48 that detects the atmospheric pressure, and the pressure that detects the pressure in the combustion chamber 5. A sensor 49 is provided. In the present embodiment, the L-Jetronic system that measures the intake air amount by the air flow meter 32 will be described, but the D-Jetronic system is not excluded.

エンジンコントローラ31で行われるこの制御を図50、図54のフローチャートにより説明する。   This control performed by the engine controller 31 will be described with reference to the flowcharts of FIGS.

図50、図54のフローチャートは第2実施形態の燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける温度TINIを算出するためのもので、第1実施形態の図32のステップ162と置き換わるものである。ここではフローを2つに分けて構成してあるが1つにまとめてもかまわない。   The flowcharts of FIGS. 50 and 54 are for calculating the temperature TINI at the intake valve closing timing IVC of the combustion chamber 5 of the second embodiment, and replace the step 162 of FIG. 32 of the first embodiment. Here, the flow is divided into two, but may be combined into one.

このうち図50は吸気弁15通過時の混合ガス温度Ta4を算出するためのもので、一定時間毎(例えば10ms毎)に実行する。   Of these, FIG. 50 is for calculating the mixed gas temperature Ta4 when passing through the intake valve 15, and is executed at regular intervals (for example, every 10 ms).

ステップ181では、温度センサ47により検出される吸気温度Ta0[K]、圧力センサ48により検出される大気圧Pa0[Pa]、圧力センサ44により検出されるコレクタ内圧力PCOL[Pa]、温度センサ37により検出される冷却水温TWK[K]、クランク角センサにより検出されるエンジン回転速度NRPM[rpm]、圧力センサ49により検出される燃焼室内圧力PCYL[Pa]を読み込む。   In step 181, the intake air temperature Ta 0 [K] detected by the temperature sensor 47, the atmospheric pressure Pa 0 [Pa] detected by the pressure sensor 48, the collector internal pressure PCOL [Pa] detected by the pressure sensor 44, and the temperature sensor 37. The coolant temperature TWK [K] detected by the above, the engine speed NRPM [rpm] detected by the crank angle sensor, and the combustion chamber pressure PCYL [Pa] detected by the pressure sensor 49 are read.

ここで、クランク角センサはクランクシャフト7のポジションを検出するポジションセンサ33と、吸気用カムシャフト25ポジションを検出するフェーズセンサ34とからなり、これら2つのセンサ33、34からの信号に基づいてエンジン回転速度NRPM[rpm]が算出されている。   Here, the crank angle sensor includes a position sensor 33 for detecting the position of the crankshaft 7 and a phase sensor 34 for detecting the position of the intake camshaft 25. The engine is based on signals from the two sensors 33 and 34. The rotational speed NRPM [rpm] is calculated.

ステップ182ではチョーク判定フラグCHOKE2をみる。チョーク判定フラグCHOKE2=0のとき(吸気絞り弁23部を流れる吸気にチョークが生じていない場合)にはステップ183に進んで吸気温度Ta0をそのまま吸気絞り弁23通過後の吸気温度Ta1として設定する。   In step 182, the choke determination flag CHOKE2 is checked. When the choke determination flag CHOKE2 = 0 (when no choke is generated in the intake air flowing through the intake throttle valve 23), the routine proceeds to step 183, where the intake air temperature Ta0 is set as it is as the intake air temperature Ta1 after passing through the intake throttle valve 23. .

チョーク判定フラグCHOKE2=1のとき(吸気絞り弁23部を流れる吸気にチョークが生じている場合)にはステップ182よりステップ184に進み吸気絞り弁23通過後の吸気温度Ta1[K]を次式により算出する。   When the choke determination flag CHOKE2 = 1 (when choke is generated in the intake air flowing through the intake throttle valve 23), the routine proceeds from step 182 to step 184, where the intake air temperature Ta1 [K] after passing through the intake throttle valve 23 is expressed by the following equation. Calculated by

Ta1=Ta0×(Pa0/PCOL)^(κ−1)/κ…(85)
ただし、Pa0;大気圧力、
κ;空気の比熱比(標準状態(20℃、1気圧)で1.4)、
(85)式右辺は吸気絞り弁23の開度が小さくなると、吸気絞り弁23の通過時に吸気がチョークして断熱膨張変化するので、この断熱膨張変化により低下する吸気温度を可逆断熱変化の式を用いて算出するようにしたものである。
Ta1 = Ta0 × (Pa0 / PCOL) ^ (κ−1) / κ (85)
However, Pa0; atmospheric pressure,
κ: Specific heat ratio of air (1.4 at standard condition (20 ° C., 1 atm)),
On the right side of the equation (85), when the opening of the intake throttle valve 23 decreases, the intake air chokes and changes in adiabatic expansion when passing through the intake throttle valve 23. It is made to calculate using.

ここで、図50ステップ182において用いるチョーク判定フラグCHOKE2の設定については図51のフローにより説明する。図51においてステップ201で大気圧センサ48により検出される大気圧Pa0[Pa]、圧力センサ44により検出されるコレクタ内圧力PCOL[Pa]を読み込む。ステップ202ではコレクタ内圧力PCOLと大気圧Pa0の比を計算し、これと定数(0.5283)を比較する。コレクタ内圧力PCOLと大気圧Pa0の比が定数を超えている場合には吸気絞り弁23部を流れる吸気にチョークが生じていないと判断し、ステップ204に進んでチョーク判定フラグCHOKE2(ゼロに初期設定)=0とする。コレクタ内圧力PCOLと大気圧Pa0の比が定数以下である場合には吸気絞り弁23部を流れる吸気にチョークが生じていると判断し、ステップ202よりステップ203に進んでチョーク判定フラグCHOKE2=1とする。   Here, the setting of the choke determination flag CHOKE2 used in step 182 of FIG. 50 will be described with reference to the flow of FIG. In FIG. 51, the atmospheric pressure Pa0 [Pa] detected by the atmospheric pressure sensor 48 in step 201 and the collector internal pressure PCOL [Pa] detected by the pressure sensor 44 are read. In step 202, the ratio between the collector internal pressure PCOL and the atmospheric pressure Pa0 is calculated, and this is compared with a constant (0.5283). If the ratio between the collector internal pressure PCOL and the atmospheric pressure Pa0 exceeds a constant, it is determined that choke is not generated in the intake air flowing through the intake throttle valve 23, and the routine proceeds to step 204 where the choke determination flag CHOKE2 (initially zero) Setting) = 0. If the ratio between the collector internal pressure PCOL and the atmospheric pressure Pa0 is equal to or less than a constant, it is determined that choke is generated in the intake air flowing through the intake throttle valve 23, and the routine proceeds from step 202 to step 203 where the choke determination flag CHOKE2 = 1 And

図50に戻りステップ185では吸気絞り弁23の氷結防止用温水配管付近の吸気管通過後の吸気温度Ta2[K]を次式により算出する。   Returning to FIG. 50, in step 185, the intake air temperature Ta2 [K] after passing through the intake pipe in the vicinity of the freezing prevention hot water pipe of the intake throttle valve 23 is calculated by the following equation.

Ta2=Ta1+(TWK−Ta1)×K11…(86)
ただし、K11;係数、
(86)式は吸気絞り弁23の氷結防止用温水配管を流れる冷却水と吸気との間で熱伝導が行われ、吸気が冷却水より熱を受けると温度上昇し、この逆に吸気が冷却水により吸熱されると温度低下するので、これをモデル式で表したものである。
Ta2 = Ta1 + (TWK−Ta1) × K11 (86)
Where K11: coefficient,
In equation (86), heat conduction is performed between the cooling water flowing through the hot water piping for preventing freezing of the intake throttle valve 23 and the intake air, and when the intake air receives heat from the cooling water, the temperature rises. Since the temperature drops when absorbed by water, this is expressed by a model formula.

ここで、(86)式右辺の係数K11は基本値k0と吸気流速及び冷却水流速に依存する補正項k1との積である。すなわち、基本値k0は吸気及び冷却水が各基本流速であるときに冷却水の熱容量及び熱伝導率で決まる定数である。   Here, the coefficient K11 on the right side of the equation (86) is the product of the basic value k0 and a correction term k1 that depends on the intake air flow rate and the coolant flow rate. That is, the basic value k0 is a constant determined by the heat capacity and the thermal conductivity of the cooling water when the intake air and the cooling water have the respective basic flow velocities.

一方、吸気流速や冷却水流速が各基本流速より変化すると、(86)式右辺第2項の値が吸気及び冷却水が各基本流速であるときの値よりずれる。そこで、実際に合うように補正するための値が補正項k1である。補正項k1は吸気流速及び冷却水流速がパラメータとなるが、これら流速はエンジン回転速度NRPMに依存するので、結果的にエンジン回転速度NRPMをパラメータとして補正項k1を適合してやればよい。k0とk1は一つにまとめることもできる。   On the other hand, if the intake air flow rate or the cooling water flow rate changes from each basic flow rate, the value of the second term on the right side of the equation (86) deviates from the value when the intake air and the cooling water are the respective basic flow rates. Therefore, the correction term k1 is a value for correction so as to actually match. The correction term k1 has parameters of the intake air flow rate and the cooling water flow rate. Since these flow rates depend on the engine rotational speed NRPM, the correction term k1 may be adapted using the engine rotational speed NRPM as a parameter. k0 and k1 can be combined into one.

ステップ186では不活性ガス温度TRES[K]を算出する。この算出については図52により説明する。図52(図55ステップ186のサブルーチン)においてステップ211では温度センサ45より検出される排気温度TEXH、コレクタ内圧力PCOL、目標当量比TFBYAを読み込む。ステップ212では排気温度TEXHに基づいて燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける温度TEVC0を算出する。これは簡単には排気弁閉時期EVCにおける排気温度TEXHをそのままTEVC0とおけばよい。   In step 186, an inert gas temperature TRES [K] is calculated. This calculation will be described with reference to FIG. In FIG. 52 (subroutine of step 186 in FIG. 55), in step 211, the exhaust temperature TEXH detected by the temperature sensor 45, the collector internal pressure PCOL, and the target equivalent ratio TFBYA are read. In step 212, a temperature TEVC0 at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 is calculated based on the exhaust temperature TEXH. In short, the exhaust temperature TEXH at the exhaust valve closing timing EVC may be set to TEVC0 as it is.

ステップ213では吸排気弁のオーバーラップがあるか否かをみる。吸排気弁のオーバーラップがないときにはステップ215に進み、燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける圧力PIVCと燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける圧力PEVCの比であるPIVC/PEVCを算出する。排気弁閉時期EVCが排気上死点TDC後にあるときに、オーバーラップがなければ吸気弁開時期IVOはこの排気弁閉時期EVCよりもさらに遅れる。つまり、排気弁閉時期EVCより吸気弁開時期IVOまでの区間で燃焼室5のガスが断熱膨張するためPIVC/PEVC<1.0となる。比PIVC/PEVCは、排気弁閉時期EVCと吸気弁開時期IVOに応じた値となるので、これらEVC、IVOから所定のマップを検索することにより比PIVC/PEVCを求めればよい。   In step 213, it is checked whether there is an overlap of the intake and exhaust valves. When there is no overlap between the intake and exhaust valves, the routine proceeds to step 215, where PIVC / PEVC, which is the ratio of the pressure PIVC at the intake valve closing timing IVC of the combustion chamber 5 to the pressure PEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 is calculated. When the exhaust valve closing timing EVC is after the exhaust top dead center TDC, if there is no overlap, the intake valve opening timing IVO is further delayed from the exhaust valve closing timing EVC. That is, PIVC / PEVC <1.0 because the gas in the combustion chamber 5 adiabatically expands in the section from the exhaust valve closing timing EVC to the intake valve opening timing IVO. The ratio PIVC / PEVC is a value corresponding to the exhaust valve closing timing EVC and the intake valve opening timing IVO. Therefore, the ratio PIVC / PEVC may be obtained by searching a predetermined map from these EVC and IVO.

一方、吸排気弁のオーバーラップがあるときにはこうした断熱膨張する事態は生じないのでステップ213よりステップ214に進んでPIVC/PEVC=1.0とおく。   On the other hand, when there is an overlap between the intake and exhaust valves, such a situation of adiabatic expansion does not occur, so the routine proceeds from step 213 to step 214, where PIVC / PEVC = 1.0.

ステップ216では目標当量比TFBYAから不活性ガスの比熱比SHEATRを算出する。これは図37のステップ84での操作と同じである。   In step 216, the specific heat ratio SHEATR of the inert gas is calculated from the target equivalent ratio TFBYA. This is the same as the operation in step 84 of FIG.

ステップ217では燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける温度TEIVCを次式により算出する。   In step 217, the temperature TEIVC of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing IVC is calculated by the following equation.

TEIVC=TEVC0×{1/(PIVC/PEVC)}
^(SHEATR−1)/SHEATR…(87)
(87)式は上記(85)式と基本的に同じモデル式である。
TEIVC = TEVC0 × {1 / (PIVC / PEVC)}
^ (SHEATR-1) / SHEATR ... (87)
Equation (87) is basically the same model equation as equation (85) above.

ステップ218ではこのようにして求めた燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける温度TEIVCを不活性ガス温度TRESとする。   In step 218, the temperature TEIVC at the intake valve closing timing IVC of the combustion chamber 5 thus determined is set as the inert gas temperature TRES.

図50に戻り、ステップ187では混合ガスの温度Ta3を次式により算出する。   Returning to FIG. 50, in step 187, the temperature Ta3 of the mixed gas is calculated by the following equation.

Ta3=(CA×MACYL×Ta2+CRES×MRES×TRES)
/(CA×MACYL+CRES×MRES)…(88)
ただし、CA;吸気の比熱、
CRES;不活性ガスの比熱、
(88)式は吸気と不活性ガスとの混合温度を求めるものである。
Ta3 = (CA × MACYL × Ta2 + CRES × MRES × TRES)
/ (CA × MACYL + CRES × MRES) (88)
Where CA is the specific heat of the intake air,
CRES; specific heat of inert gas,
Equation (88) is for determining the mixing temperature of the intake air and the inert gas.

ステップ188では吸気ポート4通過時の混合ガス温度Ta41を次式により算出する。   In step 188, the mixed gas temperature Ta41 when passing through the intake port 4 is calculated by the following equation.

Ta41=Ta3+(TWK−Ta3)×K12…(89)
ただし、K12;係数、
(89)式は基本的に上記(86)式と同じである。すなわち、(89)式は吸気ポート4付近のウォータジャケットを流れる冷却水と混合ガスとの間で熱伝導が行われ、混合ガスが冷却水より熱を受けると温度上昇し、この逆に混合ガスが冷却水により吸熱されると温度低下するので、これをモデル式で表したものである。
Ta41 = Ta3 + (TWK−Ta3) × K12 (89)
Where K12: coefficient,
The expression (89) is basically the same as the above expression (86). That is, in the equation (89), heat conduction is performed between the cooling water flowing through the water jacket near the intake port 4 and the mixed gas, and when the mixed gas receives heat from the cooling water, the temperature rises. Is absorbed by the cooling water, the temperature drops, and this is expressed by a model equation.

ここで、(89)式右辺の係数K12は基本値k2と、混合ガス流速及び冷却水流速に依存する補正項k3との積である。すなわち、基本値k2は混合ガス及び冷却水が各基本流速であるときに冷却水の熱容量及び熱伝導率で決まる定数である。   Here, the coefficient K12 on the right side of the equation (89) is the product of the basic value k2 and the correction term k3 depending on the mixed gas flow rate and the cooling water flow rate. That is, the basic value k2 is a constant determined by the heat capacity and the thermal conductivity of the cooling water when the mixed gas and the cooling water have the respective basic flow rates.

一方、混合ガス流速や冷却水流速が各基本流速より変化すると、(89)式右辺第2項の値が、混合ガス及び冷却水が各基本流速であるときの値よりずれる。そこで、実際に合うように補正するための値が補正項k3である。補正項k3は混合ガス流速及び冷却水流速がパラメータとなるが、これら流速はエンジン回転速度NRPMに依存するので、結果的にエンジン回転速度NRPMをパラメータとして補正項k3を適合してやればよい。k2とk3は一つにまとめることもできる。   On the other hand, when the mixed gas flow rate and the cooling water flow rate change from the respective basic flow rates, the value of the second term on the right side of the equation (89) deviates from the value when the mixed gas and the cooling water have the respective basic flow rates. Therefore, the correction term k3 is a value for correction so that it actually matches. The correction term k3 has parameters of the mixed gas flow rate and the cooling water flow rate. Since these flow rates depend on the engine rotational speed NRPM, the correction term k3 may be adapted using the engine rotational speed NRPM as a parameter. k2 and k3 can be combined into one.

急加速時には吸気ポート4を通過する混合ガスが断熱圧縮されて温度上昇し、この温度上昇した混合ガスが燃焼室5へと流入する。この逆に急減速時には吸気ポート4を通過する混合ガスが断熱膨張して温度低下し、この温度低下した混合ガスが燃焼室5へと流入する。ステップ189〜192はこの急加速時の断熱圧縮または急減速時の断熱膨張により温度変化して燃焼室5へと流入する混合ガスの温度Ta42を算出する部分である。   During rapid acceleration, the mixed gas passing through the intake port 4 is adiabatically compressed and the temperature rises, and the mixed gas whose temperature has risen flows into the combustion chamber 5. Conversely, during sudden deceleration, the mixed gas that passes through the intake port 4 adiabatically expands and the temperature decreases, and the mixed gas that has decreased in temperature flows into the combustion chamber 5. Steps 189 to 192 are parts for calculating the temperature Ta42 of the mixed gas flowing into the combustion chamber 5 due to a temperature change due to adiabatic compression during sudden acceleration or adiabatic expansion during sudden deceleration.

まずステップ189では過渡(急加速と急減速)であるのかそれ以外(つまり定常)にあるのかをみる。過渡であるのか否かの判定は吸気絞り弁23の開度変化などを用いて行う。定常であるときにはステップ190に進み吸気ポート4通過時の混合ガス温度Ta41をそのまま吸気ポート4を通過する際の過渡時混合ガス温度Ta42として設定する。   First, at step 189, it is checked whether the state is transient (rapid acceleration and rapid deceleration) or other (ie, steady). The determination as to whether or not it is a transition is made using a change in the opening of the intake throttle valve 23 or the like. When it is steady, the routine proceeds to step 190, where the mixed gas temperature Ta41 when passing through the intake port 4 is set as the transient mixed gas temperature Ta42 when passing through the intake port 4 as it is.

過渡のときにはステップ189よりステップ191に進んで、目標当量比TFBYAから混合ガスの比熱比MIXAIRSHRを算出する。この操作は図38のステップ106と同じである。   At the time of transition, the routine proceeds from step 189 to step 191 where the specific heat ratio MIXAIRSHR of the mixed gas is calculated from the target equivalent ratio TFBYA. This operation is the same as step 106 in FIG.

ステップ192では吸気ポート4を通過する際の過渡時混合ガス温度Ta42を次式により算出する。   In step 192, a transient mixed gas temperature Ta42 when passing through the intake port 4 is calculated by the following equation.

Ta42=Ta41×(PCYL/PCOL)
^(MIXAIRSHR−1)/MIXAIRSHR…(90)
吸気ポート4を通過する際に急加速時には混合ガスが断熱圧縮されて(90)式右辺のPCYL/PCOLが1より小さくなり、この逆に急減速時には混合ガスが断熱膨張して(90)式右辺のPCYL/PCOLが1より大きくなる。この結果、急加速時にTa42はTa41より高くなり、この逆に急減速時にTa42はTa41より低くなる。
Ta42 = Ta41 × (PCYL / PCOL)
^ (MIXAIRSHR-1) / MIXAIRSHR ... (90)
When suddenly accelerating when passing through the intake port 4, the mixed gas is adiabatically compressed and PCYL / PCOL on the right side of the equation (90) becomes smaller than 1. Conversely, when suddenly decelerating, the mixed gas adiabatically expands and the equation (90) PCYL / PCOL on the right side is greater than 1. As a result, Ta42 is higher than Ta41 during rapid acceleration, and conversely, Ta42 is lower than Ta41 during rapid deceleration.

ステップ193ではチョーク判定フラグCHOKE3をみる。チョーク判定フラグCHOKE3=0のとき(吸気弁15と弁シートの間を通過する混合ガスの流れにチョークが生じていない場合)にはステップ194に進んで混合ガス温度Ta42をそのまま吸気弁通過時の混合ガス温度Ta4として設定する。   In step 193, the choke determination flag CHOKE3 is checked. When the choke determination flag CHOKE3 = 0 (when no choke is generated in the flow of the mixed gas passing between the intake valve 15 and the valve seat), the routine proceeds to step 194, where the mixed gas temperature Ta42 is kept as it is when the intake valve passes. The mixed gas temperature Ta4 is set.

チョーク判定フラグCHOKE3=1のとき(吸気弁15のリフトが小さくて吸気弁15と弁シートの間を通過する混合ガスの流れにチョークが生じている場合)にはステップ193よりステップ195に進み吸気弁通過時の混合ガス温度Ta4を次式により算出する。   When the choke determination flag CHOKE3 = 1 (when the lift of the intake valve 15 is small and the choke is generated in the flow of the mixed gas passing between the intake valve 15 and the valve seat), the process proceeds from step 193 to step 195 and the intake air The mixed gas temperature Ta4 when passing through the valve is calculated by the following equation.

Ta4=Ta42×(PCYL/PCOL)
^(MIXAIRSHR−1)/MIXAIRSHR…(91)
これは、吸気弁作動角可変機構27を備えるエンジンでは、特に低リフト量時に吸気弁15により混合ガスがチョークすることに対応するものである。
Ta4 = Ta42 × (PCYL / PCOL)
^ (MIXAIRSHR-1) / MIXAIRSHR (91)
This corresponds to the choke of the mixed gas by the intake valve 15 in the engine including the intake valve operating angle variable mechanism 27 particularly at a low lift amount.

ここで、図50ステップ193において用いるチョーク判定フラグCHOKE3の設定を図53のフローにより説明する。図53においてステップ221では圧力センサ44により検出されるコレクタ内圧力PCOL[Pa]、圧力センサ49により検出される燃焼室内圧力PCYL[Pa]を読み込む。ステップ222ではコレクタ内圧力PCOLと燃焼室内圧力PCYLとの比を計算し、この比と定数(0.5283)を比較する。コレクタ内圧力PCOLと燃焼室内圧力PCYLとの比が定数を超えている場合には吸気弁15と弁シートの間を通過する混合ガスの流れにチョークが生じていないと判断し、ステップ224に進んでチョーク判定フラグCHOKE3(ゼロに初期設定)=0とする。コレクタ内圧力PCOLと燃焼室内圧力PCYLとの比が定数以下の場合には吸気弁15のリフトが小さくて吸気弁15と弁シートの間を通過する混合ガスの流れにチョークが生じていると判断し、ステップ222よりステップ223に進んでチョーク判定フラグCHOKE3=1とする。   Here, the setting of the choke determination flag CHOKE3 used in step 193 of FIG. 50 will be described with reference to the flow of FIG. In FIG. 53, in step 221, the collector internal pressure PCOL [Pa] detected by the pressure sensor 44 and the combustion chamber pressure PCYL [Pa] detected by the pressure sensor 49 are read. In step 222, a ratio between the collector internal pressure PCOL and the combustion chamber pressure PCYL is calculated, and this ratio is compared with a constant (0.5283). If the ratio between the collector internal pressure PCOL and the combustion chamber pressure PCYL exceeds a constant, it is determined that choke is not generated in the flow of the mixed gas passing between the intake valve 15 and the valve seat, and the routine proceeds to step 224. Then, the choke determination flag CHOKE3 (initially set to zero) = 0. When the ratio between the collector internal pressure PCOL and the combustion chamber pressure PCYL is equal to or less than a constant, it is determined that the lift of the intake valve 15 is small and choke is generated in the flow of the mixed gas passing between the intake valve 15 and the valve seat. Then, the routine proceeds from step 222 to step 223, where the choke determination flag CHOKE3 = 1 is set.

次に、図54は燃焼室5の吸気弁閉時期における混合ガスの温度TINIを算出するためのもので、図50に続けて一定時間毎に実行する。   Next, FIG. 54 is for calculating the temperature TINI of the mixed gas at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber 5, and is executed at regular intervals following FIG.

ステップ231では図50により算出されている吸気弁通過時の混合ガスの温度Ta4、回転速度NRPMを読み込む。   In step 231, the temperature Ta4 and the rotational speed NRPM of the mixed gas when passing through the intake valve calculated by FIG. 50 are read.

ステップ232、233では燃焼室壁(シリンダ面壁を除く)、シリンダ面壁52の各壁温Twall1、Twall2を推定する。この各壁温の推定方法としては例えば特開平11−218043号公報に記載の方法を用いればよい。   In steps 232 and 233, the wall temperatures Twall1 and Twall2 of the combustion chamber wall (excluding the cylinder surface wall) and the cylinder surface wall 52 are estimated. As a method for estimating each wall temperature, for example, a method described in JP-A-11-218043 may be used.

ここでは燃焼室5内の壁面を前述のように燃焼室壁とシリンダ面壁52との2つに分けているがこれに限定されるものでなく、当該燃焼室壁をさらに吸気弁15の燃焼室側の壁面、排気弁16の燃焼室側壁面、これら壁面を除いた残りの燃焼室壁面の3つに分割してもかまわない。   Here, the wall surface in the combustion chamber 5 is divided into the combustion chamber wall and the cylinder surface wall 52 as described above, but the present invention is not limited to this, and the combustion chamber wall is further divided into the combustion chamber of the intake valve 15. You may divide into three, the side wall surface, the combustion chamber side wall surface of the exhaust valve 16, and the remaining combustion chamber wall surface except these wall surfaces.

ステップ234では燃焼室5内の壁面からの熱伝導後の混合ガス温度Ta5を次式により算出し、これをステップ235で燃焼室5の吸気弁閉時期における混合気温度TINIとして設定する。   In step 234, the mixed gas temperature Ta5 after heat conduction from the wall surface in the combustion chamber 5 is calculated by the following equation, and in step 235, this is set as the mixture temperature TINI at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber 5.

Ta5=Ta4+(Twall1−Ta4)×Kwall1
+(Twall2−Ta4)×Kwall2…(92)
ただし、Kwall1、Kwall2;定数、
(92)式も基本的に上記(85)式と同じである。すなわち、(92)式は燃焼室5内の壁面と混合ガスとの間で熱伝導が行われ、混合ガスが燃焼室5内の壁面より熱を受けると温度上昇し、この逆に混合ガスが燃焼室5内の壁面により吸熱されると温度低下するので、これをモデル式で表したものである。
Ta5 = Ta4 + (Twall1-Ta4) × Kwall1
+ (Twall2-Ta4) × Kwall2 (92)
Where Kwall1, Kwall2; constants,
The expression (92) is basically the same as the above expression (85). That is, in the equation (92), heat conduction is performed between the wall surface in the combustion chamber 5 and the mixed gas, and when the mixed gas receives heat from the wall surface in the combustion chamber 5, the temperature rises. When the heat is absorbed by the wall surface in the combustion chamber 5, the temperature drops, and this is expressed by a model formula.

ここで、(92)式右辺の係数Kwall1は基本値k4と混合ガスの流速に依存する補正項k5との、また係数Kwall2は基本値k6と混合ガスの流速に依存する補正項k7との積である。すなわち、基本値k4、k6は混合ガスが基本流速であるときに燃焼室壁、シリンダ面壁の熱容量及び熱伝導率で決まる定数である。   Here, the coefficient Kwall1 on the right side of the equation (92) is the product of the basic value k4 and the correction term k5 that depends on the flow rate of the mixed gas, and the coefficient Kwall2 is the product of the basic value k6 and the correction term k7 that depends on the flow rate of the mixed gas. It is. That is, the basic values k4 and k6 are constants determined by the heat capacity and the thermal conductivity of the combustion chamber wall and the cylinder face wall when the mixed gas has a basic flow velocity.

一方、混合ガス流速が基本流速より変化すると、(92)式の右辺第2項、第3項の各値が、混合ガスが基本流速であるときの値よりずれる。そこで、実際に合うように補正するための値が補正項k5、k7である。補正項k5、k7は混合ガス流速がパラメータとなるが、この混合ガス流速はエンジン回転速度NRPMに依存するので、結果的にエンジン回転速度NRPMをパラメータとして補正項k5、k7を適合してやればよい。k4とk5は、またk6とk7はそれぞれ一つにまとめることもできる。   On the other hand, when the mixed gas flow velocity changes from the basic flow velocity, the values of the second term and the third term on the right side of the equation (92) deviate from the values when the mixed gas has the basic flow velocity. Therefore, the correction terms k5 and k7 are values for correction so as to actually match. The correction terms k5 and k7 use the mixed gas flow rate as a parameter, but the mixed gas flow rate depends on the engine rotational speed NRPM. As a result, the correction terms k5 and k7 may be adapted using the engine rotational speed NRPM as a parameter. k4 and k5 can be combined into k6 and k7, respectively.

第2実施形態では、このようにして求めた燃焼室5の吸気弁閉時期における混合気温度TINIを第1実施形態の図32のステップ162のTINIに代えて用いる。   In the second embodiment, the mixture temperature TINI at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber 5 obtained in this way is used instead of TINI in step 162 of FIG. 32 of the first embodiment.

以下では上記a)〜g)のうちの一つを主に考慮したときの作用効果を述べる。   In the following, operational effects when mainly considering one of the above a) to g) will be described.

上記a)を主に考慮するとき:
第2実施形態(請求項12に記載の発明)によれば、吸気絞り弁23の通過時に吸気がチョークして断熱膨張変化するときには、この断熱膨張変化により低下する吸気温度Ta1を上記(85)式に示した可逆断熱変化の式を用いて算出し、この吸気温度Ta1を燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける温度TINIとすることで、吸気絞り弁23の通過時に吸気がチョークして断熱膨張変化するときにも、精度よく燃焼室の吸気弁閉時期における温度TINIを求めることができる。
When mainly considering a) above:
According to the second embodiment (the invention described in claim 12), when the intake air choke and changes in adiabatic expansion when passing through the intake throttle valve 23, the intake air temperature Ta1 that decreases due to the adiabatic expansion change is the above (85). When the intake air temperature Ta1 is calculated as the temperature TINI at the intake valve closing timing IVC of the combustion chamber 5, the intake air chokes when passing through the intake throttle valve 23 and is insulated. Even when the expansion changes, the temperature TINI at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber can be obtained with high accuracy.

上記b)を主に考慮するとき:
第2実施形態(請求項13に記載の発明)によれば、吸気絞り弁の氷結防止用温水配管を設けている場合に、上記(86)式によりこの温水配管を流れる冷却水との間で熱伝導が行われる分だけ吸気温度Ta1(またはTa0)を補正し、この補正後の吸気温度Ta2を燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINIとすることで、吸気絞り弁23の氷結防止用温水配管を設けている場合にも、精度よく燃焼室の吸気弁閉時期における温度TINIを求めることができる。
When mainly considering b) above:
According to the second embodiment (invention described in claim 13), when the hot water pipe for preventing freezing of the intake throttle valve is provided, the cooling water flowing through the hot water pipe is expressed by the above equation (86). The intake air temperature Ta1 (or Ta0) is corrected by the amount of heat conduction, and the corrected intake air temperature Ta2 is set to a temperature TINI at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 to prevent freezing of the intake throttle valve 23. Even when the hot water pipe is provided, the temperature TINI at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber can be obtained with high accuracy.

上記c)を主に考慮するとき:
第2実施形態(請求項14に記載の発明)によれば、上記(88)式により不活性ガスと吸気との混合ガスの温度Ta3を算出し、この混合ガス温度Ta3を燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINIとすることで、吸気弁15が開くことによって不活性ガスが吸気マニホールド3へと逆流して吸気と混合するのに対応して、精度よく燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINIを求めることができる。
When mainly considering c) above:
According to the second embodiment (the invention described in claim 14), the temperature Ta3 of the mixed gas of the inert gas and the intake air is calculated by the above equation (88), and this mixed gas temperature Ta3 is calculated as the intake air of the combustion chamber 5. By setting the temperature TINI at the valve closing timing, the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 is accurately matched to the fact that the inert gas flows back to the intake manifold 3 and mixes with the intake air when the intake valve 15 opens. The temperature TINI at can be obtained.

上記d)を主に考慮するとき:
第2実施形態(請求項15に記載の発明)によれば、上記(89)式により吸気ポート4通過時に吸気ポート4周囲のウォータジャケットを流れる冷却水との間で熱伝導が行われる分だけ混合ガス温度Ta3(またはTa2、Ta1、Ta0)を補正し、この補正後の混合ガス温度Ta41を燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINIとするので、吸気ポート4通過時に吸気ポート4周囲のウォータジャケットを流れる冷却水との間で熱伝導が行われる場合にも、精度よく燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINIを求めることができる。
When mainly considering d) above:
According to the second embodiment (the invention described in claim 15), the amount of heat conduction with the cooling water flowing through the water jacket around the intake port 4 when passing through the intake port 4 according to the above-described equation (89). The mixed gas temperature Ta3 (or Ta2, Ta1, Ta0) is corrected, and the corrected mixed gas temperature Ta41 is set to the temperature TINI at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber 5, so that when the intake port 4 passes, Even when heat conduction is performed with the cooling water flowing through the water jacket, the temperature TINI of the combustion chamber 5 at the closing timing of the intake valve can be obtained with high accuracy.

上記f)を主に考慮するとき:
第2実施形態(請求項16に記載の発明)によれば、上記(90)式により過渡時には混合ガス温度Ta41(またはTa3、Ta2、Ta1、Ta0)から温度変化して燃焼室5へと流入する混合ガス温度Ta42を算出し、この混合ガス温度Ta42を燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINIとすることで、過渡時に混合ガスが温度変化して燃焼室5へと流入する場合にも、精度よく燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINIを求めることができる。
When mainly considering the above f):
According to the second embodiment (the invention described in claim 16), the temperature changes from the mixed gas temperature Ta41 (or Ta3, Ta2, Ta1, Ta0) and flows into the combustion chamber 5 during the transition according to the above equation (90). When the mixed gas temperature Ta42 is calculated and the mixed gas temperature Ta42 is set to the temperature TINI at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5, the mixed gas changes in temperature and flows into the combustion chamber 5 at the time of transition. The temperature TINI of the combustion chamber 5 at the closing timing of the intake valve can be obtained with high accuracy.

上記e)を主に考慮するとき:
第2実施形態(請求項17に記載の発明)によれば、吸気弁15の通過時に混合ガスがチョークして断熱膨張変化するときには、この断熱膨張変化により低下する混合ガス温度Ta4を上記(91)式に示す可逆断熱変化の式を用いて算出し、この混合ガス温度Ta4を燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける温度TINIとすることで、吸気弁15の通過時に混合ガスがチョークして断熱変化するときにも、精度よく燃焼室の吸気弁閉時期における温度TINIを求めることができる。
When mainly considering e) above:
According to the second embodiment (the invention described in claim 17), when the mixed gas chokes and changes in adiabatic expansion when passing through the intake valve 15, the mixed gas temperature Ta4 that decreases due to the adiabatic expansion change is set to (91 The mixture gas temperature Ta4 is calculated as the temperature TINI at the intake valve closing timing IVC of the combustion chamber 5 so that the mixed gas chokes when passing through the intake valve 15 Even when the adiabatic changes, the temperature TINI at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber can be obtained with high accuracy.

上記g)を主に考慮するとき:
第2実施形態(請求項18に記載の発明)によれば、上記(92)式により吸気弁閉弁時期に混合ガスと燃焼室5内の壁面(燃焼室壁とシリンダ面壁52)との間で熱伝導が行われる分だけ混合ガス温度Ta4(またはTa42、Ta41、Ta3、Ta2、Ta1、Ta0)を補正し、この補正後の混合ガス温度Ta5を燃焼室の吸気弁閉時期における温度TINIとすることで、吸気弁閉弁時期に混合ガスと燃焼室5内の壁面との間で熱伝導が行われる場合にも、精度よく燃焼室の吸気弁閉時期における温度TINIを求めることができる。
When mainly considering g) above:
According to the second embodiment (the invention described in claim 18), according to the above equation (92), between the mixed gas and the wall surface in the combustion chamber 5 (combustion chamber wall and cylinder surface wall 52) at the intake valve closing timing. The mixed gas temperature Ta4 (or Ta42, Ta41, Ta3, Ta2, Ta1, Ta0) is corrected by the amount of heat conduction in step S5, and the corrected mixed gas temperature Ta5 is set to the temperature TINI at the intake valve closing timing of the combustion chamber. Thus, even when heat conduction is performed between the mixed gas and the wall surface in the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing, the temperature TINI at the intake valve closing timing of the combustion chamber can be obtained with high accuracy.

第1実施形態では、燃焼室5の吸気終了から燃焼までの区間における最低、最高の各温度に基づいて実効温度Tcを、また燃焼室5の吸気終了から燃焼までの区間における最低、最高の各圧力に基づいて実効圧力Pcを算出する場合で説明したが、これら実効温度Tc、実効圧力Pcを吸気終了から燃焼までの区間における最適値に適合するようにしてもかまわない(請求項2に記載の発明)。   In the first embodiment, the effective temperature Tc is determined based on the minimum and maximum temperatures in the interval from the end of intake of the combustion chamber 5 to combustion, and the minimum and maximum in the interval from the end of intake of the combustion chamber 5 to combustion. Although the case where the effective pressure Pc is calculated based on the pressure has been described, the effective temperature Tc and the effective pressure Pc may be adapted to the optimum values in the section from the end of the intake to the combustion (claim 2). Invention).

第1実施形態では、燃焼室5の燃焼から排気終了までの区間における最高、最低の各温度に基づいて実効温度Teを、また燃焼室5の燃焼から排気終了までの区間における最高、最低の各圧力に基づいて実効圧力Peを算出する場合で説明したが、これら実効温度Te、実効圧力Peを燃焼から排気終了までの区間における最適値に適合するようにしてもかまわない(請求項3に記載の発明)。   In the first embodiment, the effective temperature Te is determined based on the highest and lowest temperatures in the section from the combustion in the combustion chamber 5 to the end of exhaust, and the highest and lowest in the section from the combustion in the combustion chamber 5 to the end of exhaust. Although the case where the effective pressure Pe is calculated based on the pressure has been described, the effective temperature Te and the effective pressure Pe may be adapted to the optimum values in the section from the combustion to the end of exhaust (claim 3). Invention).

実施形態では、不活性ガスが内部不活性ガスの場合で説明したが、外部不活性ガスがある場合にも適用できる。この場合には内部不活性ガス率と外部不活性ガス率の合計を不活性ガス率として、また内部不活性ガス量と外部不活性ガス量の合計を不活性ガス量として算出してやればよい。   In the embodiment, the case where the inert gas is the internal inert gas has been described, but the present invention can also be applied to the case where there is an external inert gas. In this case, the sum of the internal inert gas rate and the external inert gas rate may be calculated as the inert gas rate, and the total of the internal inert gas amount and the external inert gas amount may be calculated as the inert gas amount.

2つの実施形態では、燃焼室内に形成される壁流燃料の蒸発に関わる基本特性(図13に示す特性)を用いて燃焼室内に形成される壁流燃料からの1サイクル中の所定区間での蒸発率(V0、V1、W0、W1)を算出する場合で説明したが、燃焼室内に形成される壁流燃料の蒸発に関わる基本特性を用いて燃焼室内に形成される壁流燃料からの1サイクル中の所定区間での蒸発量を算出するようにしてもかまわない。   In the two embodiments, the basic characteristics (characteristics shown in FIG. 13) related to the evaporation of the wall flow fuel formed in the combustion chamber are used in a predetermined section in one cycle from the wall flow fuel formed in the combustion chamber. As described in the case of calculating the evaporation rate (V0, V1, W0, W1), 1 from wall flow fuel formed in the combustion chamber using basic characteristics related to evaporation of wall flow fuel formed in the combustion chamber. You may make it calculate the evaporation amount in the predetermined area in a cycle.

実施形態では噴射弁21が吸気ポート4に臨んで設けられている場合で説明したが、これに限られるものでない。例えば噴射弁が燃焼室内に直接臨んで設けられている場合にも本発明を適用できる。   In the embodiment, the case where the injection valve 21 is provided facing the intake port 4 has been described. However, the present invention is not limited to this. For example, the present invention can also be applied when the injection valve is provided directly in the combustion chamber.

実施形態では、L−ジェトロニック方式のガソリン噴射エンジンで説明したが、D−ジェトロニック方式のガソリン噴射エンジンにも適用できる。   In the embodiment, the L-Jetronic gasoline injection engine has been described, but the present invention can also be applied to a D-Jetronic gasoline injection engine.

請求項1に記載の量・率算出手段、燃料噴射量算出手段の各機能は、エンジンコントローラ31により果たされている。   The functions of the quantity / rate calculating means and the fuel injection amount calculating means described in claim 1 are performed by the engine controller 31.

本発明の一実施形態を示す自動車用エンジンのシステム図。1 is a system diagram of an automobile engine showing an embodiment of the present invention. 吸気ポート及び燃焼室内の混合気の挙動を示す概念図。The conceptual diagram which shows the behavior of the air-fuel | gaseous mixture in an intake port and a combustion chamber. 吸気ポート及び燃焼室内の混合気の挙動を示す概念図。The conceptual diagram which shows the behavior of the air-fuel | gaseous mixture in an intake port and a combustion chamber. 吸気ポート、燃焼室の混合気モデルのデータフロー図。The data flow figure of the air-fuel | gaseous mixture model of an intake port and a combustion chamber. 燃料噴射量算出モデルのデータフロー図。The data flow figure of a fuel injection amount calculation model. 始動後時間に対する要求度数の特性図。The characteristic figure of the required frequency with respect to the time after starting. アクセル開度に対する要求度数の特性図。The characteristic figure of the request | requirement frequency with respect to accelerator opening. 触媒温度に対する要求度数の特性図。The characteristic figure of the required frequency with respect to catalyst temperature. 噴射弁噴霧の分岐モデルのデータフロー図。The data flow figure of the branch model of injection valve spray. 噴霧分岐全体のプロセスを示すモデル図。The model figure which shows the process of the whole spray branch. 噴射時噴霧の質量割合についての粒径分布の特性図。The characteristic view of the particle size distribution about the mass ratio of the spray at the time of injection. 噴霧の気化率を説明するためのモデル図。The model figure for demonstrating the vaporization rate of spraying. 気化特性f(V、T、P)の特性図。The characteristic view of the vaporization characteristic f (V, T, P). 吸気気流の暴露時間の特性図。The characteristic figure of the exposure time of intake airflow. 噴霧の燃焼室への直接噴き入りを説明するためのモデル図。The model figure for demonstrating direct injection to the combustion chamber of spray. 噴射タイミングとβに対する直接噴き入り率の特性図。The characteristic figure of the direct injection rate with respect to injection timing and (beta). 噴霧の吸気系での浮遊、燃焼室での浮遊を説明するためのモデル図。The model figure for demonstrating the floating in the intake system of spray, and the floating in a combustion chamber. 噴霧落下速度と粒径毎の浮遊割合との特性図。The characteristic figure of the spray fall speed and the floating ratio for every particle size. 噴霧粒径分布を示す特性図。The characteristic view which shows spraying particle size distribution. 吸気弁直撃率と比X1/X2に対する吸気弁直撃率係数の特性図。The characteristic diagram of the intake valve direct hit rate coefficient with respect to the intake valve direct hit rate and the ratio X1 / X2. 比X3/X4に対する割り振り率の特性図。The characteristic figure of the allocation rate with respect to ratio X3 / X4. 壁流からの蒸発を説明するための壁流モデル図。The wall flow model figure for demonstrating the evaporation from a wall flow. 壁流からの再飛散と壁流の移動を説明するための壁流モデル図。The wall flow model diagram for explaining re-scattering from the wall flow and the movement of the wall flow. 再飛散率基本値の特性図。The characteristic figure of a re-scattering rate basic value. 移動率基本値の特性図。The characteristic figure of a movement rate basic value. 吸気弁壁流からの蒸発、持ち去りを説明するための壁流モデル図。The wall flow model figure for demonstrating the evaporation from the intake valve wall flow, and taking away. ポート壁流からの蒸発、持ち去りを説明するための壁流モデル図。A wall flow model for explaining evaporation and removal from a port wall flow. 燃焼室壁流からの蒸発を説明するための壁流モデル図。The wall flow model figure for demonstrating the evaporation from a combustion chamber wall flow. シリンダ面壁流からの蒸発、持ち去りを説明するためのモデル図。The model figure for demonstrating the evaporation from a cylinder surface wall flow, and taking away. オイル混入率基本値の特性図。Fig. 3 is a characteristic diagram of the basic value of oil mixing rate. 1燃焼サイクルでの圧力、温度、流速の変化を示す特性図。The characteristic view which shows the change of the pressure in one combustion cycle, temperature, and flow velocity. 燃焼室の気化燃焼分、気化未燃焼分の各区間での実効温度と実効圧力の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the effective temperature and effective pressure in each area of the vaporization combustion part of a combustion chamber, and the vaporization non-combustion part. 低位発熱量の特性図。The characteristic diagram of low heating value. 内部不活性ガス率の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of an internal inert gas rate. 内部不活性ガス量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of an internal inert gas amount. EVC時不活性ガス量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the amount of inert gas at the time of EVC. オーバーラップ中吹き返し不活性ガス量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the amount of inert gas blown back during overlap. 過給判定フラグ、チョーク判定フラグの設定を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating the setting of a supercharging determination flag and a choke determination flag. 過給無しかつチョーク無し時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the inactive gas flow rate during the overlap when there is no supercharging and there is no choke. 過給無しかつチョーク有り時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating the calculation of the inactive gas flow rate during the overlap at the time of supercharging without a choke. 過給有りかつチョーク無し時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating the calculation of the inactive gas flow rate during the overlap at the time of supercharging and no choke. 過給有りかつチョーク有り時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the inactive gas flow rate during the overlap at the time of supercharging and a choke. 排気弁閉時期における燃焼室容積の特性図。The characteristic figure of the combustion chamber volume in the exhaust valve closing timing. 不活性ガスのガス定数の特性図。The characteristic figure of the gas constant of an inert gas. オーバーラップ中の積算有効面積の特性図。The characteristic figure of the integrated effective area during overlap. オーバーラップ中の積算有効面積の説明図。Explanatory drawing of the integrated effective area during overlap. 不活性ガスの比熱比の特性図。The characteristic figure of the specific heat ratio of an inert gas. 混合ガスの比熱比の特性図。The characteristic view of the specific heat ratio of mixed gas. エンジンのクランクシャフトコネクティングロッドの位置関係を説明するダイアグラム。Diagram illustrating the positional relationship of the crankshaft connecting rod of the engine. 吸気弁通過時の混合ガス温度の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the mixed gas temperature at the time of intake valve passage. チョーク判定フラグの設定を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating the setting of a choke determination flag. 不活性ガス温度の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of an inert gas temperature. チョーク判定フラグの設定を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating the setting of a choke determination flag. 燃焼室の吸気弁閉時期における温度の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the temperature in the intake valve closing timing of a combustion chamber.

符号の説明Explanation of symbols

5 燃焼室
21 燃料噴射弁
31 エンジンコントローラ
33、34 クランク角センサ
43 温度センサ(実効温度推定手段)
44 圧力センサ(実効圧力推定手段)
45 温度センサ(実効温度推定手段)
46 圧力センサ(実効圧力推定手段)
47 温度センサ
48 圧力センサ
49 圧力センサ
5 Combustion chamber 21 Fuel injection valve 31 Engine controller 33, 34 Crank angle sensor 43 Temperature sensor (effective temperature estimation means)
44 Pressure sensor (effective pressure estimation means)
45 Temperature sensor (Effective temperature estimation means)
46 Pressure sensor (Effective pressure estimation means)
47 Temperature sensor 48 Pressure sensor 49 Pressure sensor

Claims (18)

吸気ポート内または燃焼室内に燃料を噴射する燃料噴射弁と、
この燃料噴射弁から噴射される噴霧が燃焼室内の壁面に付着して形成される壁流燃料の蒸発に関わる基本特性と、
1サイクル中の所定区間での前記蒸発に寄与する実効温度を推定する実効温度推定手段と、
1サイクル中の所定区間での前記蒸発に寄与する実効圧力を推定する実効圧力推定手段と
を有し、
この実効温度または実効圧力から前記基本特性を用いて燃焼室内に形成される前記壁流燃料からの1サイクル中の所定区間での蒸発量または蒸発率を算出する量・率算出手段と、
この算出された蒸発量または蒸発率を用いて前記燃料噴射弁からの燃料噴射量を算出する燃料噴射量算出手段と
を備えることを特徴とするエンジンの燃料噴射量制御装置。
A fuel injection valve for injecting fuel into the intake port or the combustion chamber;
Basic characteristics related to the evaporation of wall flow fuel formed by the spray injected from the fuel injection valve adhering to the wall surface of the combustion chamber,
An effective temperature estimating means for estimating an effective temperature contributing to the evaporation in a predetermined section in one cycle;
Effective pressure estimating means for estimating an effective pressure contributing to the evaporation in a predetermined section in one cycle, and
An amount / rate calculating means for calculating an evaporation amount or an evaporation rate in a predetermined section in one cycle from the wall flow fuel formed in the combustion chamber using the basic characteristics from the effective temperature or effective pressure;
A fuel injection amount control device for an engine, comprising: fuel injection amount calculation means for calculating a fuel injection amount from the fuel injection valve using the calculated evaporation amount or evaporation rate.
前記燃焼室内に形成される壁流燃料からの蒸発量または蒸発率が、点火による燃焼までの間に蒸発して燃焼に寄与する蒸発量または蒸発率である場合に、前記1サイクル中の所定区間は吸気終了から燃焼までの区間であることを特徴とする請求項1に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   When the evaporation amount or evaporation rate from the wall flow fuel formed in the combustion chamber is an evaporation amount or evaporation rate that evaporates before combustion by ignition and contributes to combustion, a predetermined section in the one cycle 2. The engine fuel injection amount control device according to claim 1, wherein is a section from the end of intake to combustion. 前記前記壁流燃料からの蒸発量または蒸発率が、燃焼が完了してから蒸発し燃焼に寄与せずに排気行程で排出される蒸発量または蒸発率である場合に、前記1サイクル中の所定区間は燃焼から排気終了までの区間であることを特徴とする請求項1に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   When the evaporation amount or evaporation rate from the wall flow fuel is the evaporation amount or evaporation rate that evaporates after combustion is completed and is discharged in the exhaust stroke without contributing to combustion, the predetermined amount in the one cycle The engine fuel injection amount control device according to claim 1, wherein the section is a section from combustion to exhaust end. 燃焼室の前記吸気終了から燃焼までの区間での実効温度は燃焼室の吸気弁閉時期における温度と燃焼室の燃焼時における最高温度との重み付け平均値であり、燃焼室の前記吸気終了から燃焼までの区間での実効圧力は燃焼室の吸気弁閉時期における圧力と燃焼室の燃焼時における最高圧力との重み付け平均値であることを特徴とする請求項2に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   The effective temperature in the section from the end of intake to the combustion of the combustion chamber is a weighted average value of the temperature at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber and the maximum temperature at the time of combustion in the combustion chamber. 3. The fuel injection amount control for an engine according to claim 2, wherein the effective pressure in the interval up to is a weighted average value of the pressure at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber and the maximum pressure at the time of combustion in the combustion chamber. apparatus. 燃焼室の前記燃焼から排気終了までの区間での実効温度は燃焼室の燃焼時における最高温度と燃焼室の排気弁閉時期における温度との重み付け平均値であり、燃焼室の前記燃焼から排気終了までの区間での実効圧力は燃焼室の燃焼時における最高圧力と燃焼室の排気弁閉時期における圧力との重み付け平均値であることを特徴とする請求項3に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   The effective temperature in the section from the combustion to the end of exhaust in the combustion chamber is a weighted average value of the maximum temperature at the time of combustion in the combustion chamber and the temperature at the timing of closing the exhaust valve of the combustion chamber, and the exhaust from the combustion in the combustion chamber to the end of exhaust 4. The fuel injection amount control for an engine according to claim 3, wherein the effective pressure in the interval up to is a weighted average value of the maximum pressure at the time of combustion in the combustion chamber and the pressure at the time of closing the exhaust valve in the combustion chamber. apparatus. 燃焼室の前記燃焼時における最高温度は、燃焼により発生した総熱量が燃焼室内のガスを暖めた際の温度上昇代を吸気弁閉時期からの断熱圧縮変化後の温度に加算した値であることを特徴とする請求項3または5に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   The maximum temperature of the combustion chamber at the time of combustion is a value obtained by adding the temperature increase when the total heat generated by combustion warms the gas in the combustion chamber to the temperature after the adiabatic compression change from the intake valve closing timing. The fuel injection amount control device for an engine according to claim 3 or 5. 燃焼室の前記燃焼時における最高温度、前記吸気弁閉時期からの断熱圧縮変化後の温度及び前記吸気弁閉時期からの断熱圧縮変化後の圧力より前記断熱圧縮変化後の燃焼を定容燃焼であると仮定したモデルを用いて前記燃焼室の燃焼時における最高圧力を算出することを特徴とする請求項6に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   Combustion after the adiabatic compression change is performed by constant volume combustion based on the maximum temperature at the time of combustion in the combustion chamber, the temperature after the adiabatic compression change from the intake valve closing timing, and the pressure after the adiabatic compression change from the intake valve closing timing. 7. The engine fuel injection amount control apparatus according to claim 6, wherein a maximum pressure during combustion in the combustion chamber is calculated using a model assumed to exist. 燃焼室の吸気弁閉時期における温度から燃焼室内のガスが断熱圧縮されると仮定したモデルを用いて前記断熱圧縮後の温度を算出することを特徴とする請求項7に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   8. The fuel injection of an engine according to claim 7, wherein the temperature after the adiabatic compression is calculated from a temperature at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber using a model that assumes that the gas in the combustion chamber is adiabatically compressed. Quantity control device. 燃焼室の吸気弁閉時期における圧力から燃焼室内のガスが断熱圧縮されると仮定したモデルを用いて前記断熱圧縮変化後の圧力を算出することを特徴とする請求項7に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   8. The fuel of the engine according to claim 7, wherein the pressure after the change in adiabatic compression is calculated using a model that assumes that the gas in the combustion chamber is adiabatically compressed from the pressure at the closing timing of the intake valve in the combustion chamber. Injection quantity control device. コレクタ内温度を検出する手段と、
排気温度を検出する手段と、
不活性ガス率を推定する手段と備え、
燃焼室の前記吸気弁閉時期における温度を、これらコレクタ内温度、排気温度及び不活性ガス率に基づいて算出することを特徴とする請求項8または9に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。
Means for detecting the temperature in the collector;
Means for detecting the exhaust temperature;
Means for estimating the inert gas rate,
The engine fuel injection amount control device according to claim 8 or 9, wherein the temperature of the combustion chamber at the closing timing of the intake valve is calculated based on the collector internal temperature, the exhaust gas temperature, and the inert gas ratio.
吸気絞り弁上流の吸気温度を検出する手段を備え、
燃焼室の前記吸気弁閉時期における温度をこの吸気絞り弁上流の吸気温度に基づいて算出することを特徴とする請求項8または9に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。
Means for detecting the intake air temperature upstream of the intake throttle valve;
The engine fuel injection amount control device according to claim 8 or 9, wherein the temperature of the combustion chamber at the closing timing of the intake valve is calculated based on the intake air temperature upstream of the intake throttle valve.
前記吸気絞り弁の通過時に吸気がチョークして断熱膨張変化するときには、この断熱膨張変化により低下する吸気温度を熱力学の断熱変化の式を用いて算出し、この吸気温度を燃焼室の前記吸気弁閉時期における温度とすることを特徴とする請求項11に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   When intake air choke and changes in adiabatic expansion when passing through the intake throttle valve, the intake air temperature that decreases due to the adiabatic expansion change is calculated using a thermodynamic adiabatic change equation, and this intake air temperature is calculated in the intake air of the combustion chamber. The engine fuel injection amount control device according to claim 11, wherein the temperature is a valve closing timing. 前記吸気絞り弁の氷結防止用温水配管を設けている場合に、この温水配管を流れる冷却水との間で熱伝導が行われる分だけ前記吸気温度を補正し、この補正後の吸気温度を燃焼室の前記吸気弁閉時期における温度とすることを特徴とする請求項11に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   When a hot water pipe for preventing freezing of the intake throttle valve is provided, the intake air temperature is corrected by the amount of heat conduction with the cooling water flowing through the hot water pipe, and the corrected intake air temperature is combusted. The engine fuel injection amount control device according to claim 11, wherein the temperature is set to a temperature at which the intake valve closes in the chamber. 吸気弁が開くことによって燃焼室内の不活性ガスが吸気マニホールドへと逆流して吸気と混合するときには、この不活性ガスと吸気との混合ガスの温度を算出し、この混合ガス温度を燃焼室の前記吸気弁閉時期における温度とすることを特徴とする請求項11から13までのいずれか一つに記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   When the inert gas in the combustion chamber flows back to the intake manifold due to the opening of the intake valve and mixes with the intake air, the temperature of the mixed gas of the inert gas and the intake air is calculated, and this mixed gas temperature is calculated in the combustion chamber. The engine fuel injection amount control device according to any one of claims 11 to 13, wherein the temperature is set at the intake valve closing timing. 吸気ポート通過時に吸気ポート周囲の配管を流れる冷却水との間で熱伝導が行われる分だけ前記混合ガス温度を補正し、この補正後の混合ガス温度を燃焼室の前記吸気弁閉時期における温度とすることを特徴とする請求項14に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   The mixed gas temperature is corrected by the amount of heat conduction with the cooling water flowing through the piping around the intake port when passing through the intake port, and the corrected mixed gas temperature is the temperature at the intake valve closing timing of the combustion chamber. The engine fuel injection amount control device according to claim 14, wherein 過渡時には前記補正後の混合ガス温度から温度変化して燃焼室へと流入する混合ガス温度を算出し、この混合ガス温度を燃焼室の前記吸気弁閉時期における温度とすることを特徴とする請求項15に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   The temperature of the mixed gas flowing into the combustion chamber by changing the temperature from the corrected mixed gas temperature during the transition is calculated, and the mixed gas temperature is set as the temperature at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber. Item 15. A fuel injection amount control device for an engine according to Item 15. 吸気弁の通過時に混合ガスがチョークして断熱膨張変化するときには、この断熱膨張変化により低下する混合ガス温度を熱力学の断熱変化の式を用いて算出し、この混合ガス温度を燃焼室の前記吸気弁閉時期における温度とすることを特徴とする請求項15に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   When the mixed gas chokes and changes in adiabatic expansion when passing through the intake valve, the temperature of the mixed gas that decreases due to the change in adiabatic expansion is calculated using an adiabatic change equation of thermodynamics, and this mixed gas temperature is calculated in the combustion chamber. 16. The fuel injection amount control device for an engine according to claim 15, wherein the temperature is set at the intake valve closing timing. 吸気弁閉弁時期に混合ガスと燃焼室内の壁面との間で熱伝導が行われる分だけ前記混合ガス温度を補正し、この補正後の混合ガス温度を燃焼室の前記吸気弁閉時期における温度とすることを特徴とする請求項16または17に記載のエンジンの燃料噴射量制御装置。   The mixed gas temperature is corrected by the amount of heat conduction between the mixed gas and the wall of the combustion chamber at the intake valve closing timing, and the corrected mixed gas temperature is the temperature at the intake valve closing timing of the combustion chamber. The engine fuel injection amount control device according to claim 16 or 17, characterized in that:
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