JP2005140054A - Control device for internal combustion engine - Google Patents

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全人 早坂
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To find a heat radiation amount as one of parameters showing states in a cylinder, which is an important element for controlling an internal combustion engine although it has not been accurately found till now, and control the parameter for the operation of the internal combustion engine in accordance with the heat radiation amount. <P>SOLUTION: The heat radiation amount Q of gas from the cylinder of the internal combustion engine 1 to the outside is found and the parameter for the internal combustion engine is controlled in accordance with the heat radiation amount. The parameter is at least one of a ignition timing, a fuel injection amount, a valve timing, an EGR amount, a gas turbulence amount, an intake air amount, an intake air temperature, and a cooled water temperature. The parameter for the internal combustion engine can be corrected in accordance with the heat radiation amount, and thus the worsening of a combustion condition is suppressed. The heat radiation amount is found in accordance with work Wi for adiabatic compression as assumed in a predetermined section and actual work Wr actually measured in the predetermined section, in accordance with a heat flow rate q and a cylinder surface area S, or from a Woschini heat transfer rate model expression. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

本発明は、内燃機関の制御装置に関し、特に、筒内の状態を示すパラメータを正確に求め、その筒内の状態を示すパラメータに応じて、内燃機関の運転に関するパラメータを制御可能な内燃機関の制御装置に関する。   The present invention relates to a control device for an internal combustion engine, and more particularly to an internal combustion engine capable of accurately obtaining a parameter indicating an in-cylinder state and controlling a parameter relating to the operation of the internal combustion engine according to the parameter indicating the in-cylinder state. The present invention relates to a control device.

従来より、例えば点火時期や燃料噴射量などの内燃機関の運転に関するパラメータは、エンジン回転速度や吸入空気量（負荷）などの内燃機関の運転状態に基づいて制御されている。また、内燃機関の運転に関するパラメータの制御に関しては、以下の技術が知られている。   Conventionally, parameters relating to the operation of the internal combustion engine such as the ignition timing and the fuel injection amount are controlled based on the operation state of the internal combustion engine such as the engine rotation speed and the intake air amount (load). The following techniques are known for controlling parameters relating to the operation of the internal combustion engine.

特開２０００−４５８２３号公報（特許文献１）には、吸気行程終了時の吸気弁を閉じたときの筒内圧から体積効率を求め、その体積効率に基づいて、点火時期及び燃料噴射時間を求める技術が開示されている。   In Japanese Patent Laid-Open No. 2000-45823 (Patent Document 1), the volumetric efficiency is obtained from the in-cylinder pressure when the intake valve is closed at the end of the intake stroke, and the ignition timing and the fuel injection time are obtained based on the volumetric efficiency. Technology is disclosed.

特開平１０−１１０６４７号公報（特許文献２）には、筒内圧とクランク角及び吸入空気量と燃料噴射量とに基づき吸気弁閉から排気弁開時までの間順次各気筒の筒内ガス平均温度を算出し、各気筒の１サイクル中における上記筒内ガス平均温度の最大値に基づいて、点火時期や燃料噴射量を制御する技術が開示されている。   In Japanese Patent Laid-Open No. 10-110647 (Patent Document 2), in-cylinder gas average of each cylinder is sequentially determined from when the intake valve is closed to when the exhaust valve is opened based on the in-cylinder pressure, the crank angle, the intake air amount, and the fuel injection amount. A technique for calculating temperature and controlling ignition timing and fuel injection amount based on the maximum value of the in-cylinder gas average temperature during one cycle of each cylinder is disclosed.

特開平１１−３５１０２５号公報（特許文献３）には、各気筒の吸気上死点におけるエンジン回転数差に基づいて、各気筒の圧縮比ばらつき相当値を算出し、その圧縮比ばらつき量に応じて、各気筒のパイロット噴射量を補正制御する技術が開示されている。   In Japanese Patent Laid-Open No. 11-351025 (Patent Document 3), a compression ratio variation equivalent value of each cylinder is calculated based on the difference in engine speed at the intake top dead center of each cylinder, and according to the amount of variation in compression ratio. Thus, a technique for correcting and controlling the pilot injection amount of each cylinder is disclosed.

特開２００２−３０３１９１号公報（特許文献４）には、ピストンの上死点においてその頂部がシリンダブロックの上端面から突き出す量（ピストン突き出し量）のばらつきが気筒間での圧縮比ばらつきが生じる要因であるとして、エンジンの組付時に、そのピストン突き出し量を測定しておき、その測定されたピストン突き出し量に応じて、各気筒での燃料噴射量を制御する技術が開示されている。   Japanese Patent Laid-Open No. 2002-303191 (Patent Document 4) describes a factor that causes variations in the compression ratio among cylinders due to variations in the amount that the top protrudes from the upper end surface of the cylinder block (piston protrusion amount) at the top dead center of the piston. Therefore, a technique is disclosed in which the piston protrusion amount is measured when the engine is assembled, and the fuel injection amount in each cylinder is controlled in accordance with the measured piston protrusion amount.

特開２０００−４５８２３号公報JP 2000-45823 A 特開平１０−１１０６４７号公報Japanese Patent Laid-Open No. 10-110647 特開平１１−３５１０２５号公報Japanese Patent Laid-Open No. 11-351025 特開２００２−３０３１９１号公報JP 2002-303191 A

内燃機関を制御するに際しては、内燃機関が実際に運転されているときの筒内の状態が正確に把握されていることが求められる。筒内の状態は、内燃機関（各気筒毎）の実際の運転状態や製造ばらつきや経年変化に応じて変化する。そのため、そのような筒内の状態を示すパラメータの中には、内燃機関を制御する上で重要な要素であるにもかかわらず、従来、正確には求められていないものがある。上記のような筒内の状態を示すパラメータを正確に求めた上で、内燃機関を制御することが望まれる。   When controlling the internal combustion engine, it is required that the state in the cylinder when the internal combustion engine is actually operated is accurately grasped. The in-cylinder state changes according to the actual operating state of the internal combustion engine (each cylinder), manufacturing variations, and aging. For this reason, some parameters indicating the in-cylinder state have not been obtained accurately in the past, though they are important elements for controlling the internal combustion engine. It is desired to control the internal combustion engine after accurately obtaining the parameters indicating the in-cylinder state as described above.

上記のような筒内の状態を示すパラメータとして、筒内のガスからの放熱量（熱伝達量）が挙げられる。以下にその問題について詳述する。   An example of the parameter indicating the state in the cylinder as described above is the amount of heat released from the gas in the cylinder (heat transfer amount). The problem will be described in detail below.

筒内のガスの熱は、特に圧縮工程中において、外部（例えば燃焼室壁面）に放熱される。その放熱の大部分は熱伝達により行われるため、以下では、原則として、放熱量を含む意味で単に熱伝達量と称する。熱伝達量が大きい場合、筒内のガスの温度が下がり、燃焼状態が悪化する。熱伝達量は、内燃機関の製造ばらつきや経年変化に起因して変化し、また、各気筒間でもばらつきがある。   The heat of the gas in the cylinder is radiated to the outside (for example, the combustion chamber wall surface), particularly during the compression process. Since most of the heat radiation is performed by heat transfer, in principle, the heat dissipation amount will be simply referred to as the heat transfer amount in the following. When the amount of heat transfer is large, the temperature of the gas in the cylinder is lowered and the combustion state is deteriorated. The amount of heat transfer changes due to manufacturing variations and aging of the internal combustion engine, and also varies among the cylinders.

内燃機関の運転条件は、予め作成されたマップに従って、その時の運転状態に応じて決定される。そのマップでは、ある内燃機関を対象として予め行われた実験結果に基づいて、所定の運転状態の下では、所定の運転条件が選択されるように定められている。マップの作成に際して行われた実験時にも、筒内のガスからの熱伝達が生じていることから、その意味の範囲においては、マップのデータに、伝熱の影響が一応反映されていると考えることが可能といえる。しかしながら、以下の問題がある。   The operating condition of the internal combustion engine is determined according to the operating state at that time according to a map created in advance. In the map, it is determined that a predetermined operating condition is selected under a predetermined operating state based on a result of an experiment performed in advance for a certain internal combustion engine. Since the heat transfer from the gas in the cylinder occurred during the experiment conducted when creating the map, the effect of heat transfer is considered to be reflected in the map data within the meaning range. It is possible. However, there are the following problems.

即ち、各内燃機関や各気筒毎に、実際の運転時における伝熱の影響は異なり、また、経年変化によっても伝熱の影響は変化するにもかかわらず、その実際の運転時の伝熱の影響や経年変化後の伝熱の影響は、予め実験結果に基づいて一律に定められたマップには反映されていない。そのため、マップに従った運転条件が選択された場合、実際の運転時や経年変化後の運転時には、伝熱の影響により、燃焼状態が悪化し、出力トルクが低下するおそれがある。   That is, the effect of heat transfer during actual operation differs for each internal combustion engine and each cylinder, and the effect of heat transfer during actual operation varies even with changes over time. The influence and the influence of heat transfer after aging are not reflected in a map that is determined in advance based on experimental results. For this reason, when the operating conditions according to the map are selected, the combustion state may be deteriorated and the output torque may be reduced due to the influence of heat transfer during actual operation or operation after aging.

上記のことから、熱伝達量に応じて、内燃機関の運転に関するパラメータが制御されて、内燃機関が好適な条件で運転されることが望まれる。この点に関し、上記特許文献１〜４には、上記熱伝達を考慮した好適な条件で内燃機関を運転する方法については何ら開示されていない。   From the above, it is desired that the parameters relating to the operation of the internal combustion engine are controlled according to the heat transfer amount, so that the internal combustion engine is operated under suitable conditions. In this regard, Patent Documents 1 to 4 do not disclose any method for operating the internal combustion engine under suitable conditions considering the heat transfer.

本発明の目的は、筒内の状態を示すパラメータとして、放熱量（熱伝達量）を求め、その放熱量に応じて、内燃機関の運転に関するパラメータが制御される内燃機関の制御装置を提供することである。   An object of the present invention is to provide a control device for an internal combustion engine in which a heat release amount (heat transfer amount) is obtained as a parameter indicating an in-cylinder state, and parameters relating to the operation of the internal combustion engine are controlled according to the heat release amount. That is.

本発明の内燃機関の制御装置は、内燃機関の筒内のガスの外部への放熱量を求め、前記放熱量に基づいて、前記内燃機関のパラメータを制御することを特徴としている。   The control apparatus for an internal combustion engine according to the present invention is characterized in that a heat release amount of gas in a cylinder of the internal combustion engine to the outside is obtained, and parameters of the internal combustion engine are controlled based on the heat release amount.

上記本発明によれば、放熱量に基づいて、機関のパラメータが修正可能であるので、燃焼状態の悪化が抑制される。   According to the present invention, since the engine parameters can be corrected based on the heat release amount, deterioration of the combustion state is suppressed.

本発明の内燃機関の制御装置において、前記放熱量は、断熱圧縮と仮定したときの所定の区間における仕事と前記所定の区間における実測された実仕事とに基づいて、又は、熱流速と筒内表面積とに基づいて、又は、Ｗｏｓｃｈｉｎｉの熱伝達率モデル式から、求められることを特徴としている。   In the control device for an internal combustion engine according to the present invention, the amount of heat radiation is based on work in a predetermined section when it is assumed adiabatic compression and actual work actually measured in the predetermined section, or a heat flow rate and in-cylinder It is characterized in that it is obtained on the basis of the surface area or from the model of heat transfer coefficient of Woschini.

上記本発明では、前記放熱量は、筒内圧と前記筒内圧が求められた第１の時点の筒内容積とに基づいて状態方程式を解くことで得られる断熱圧縮と仮定したときの前記第１の時点から第２の時点まで区間における仕事と、前記第１の時点から前記第２の時点まで区間における実測された実仕事とに基づいて、求められることができる。上記筒内圧は、筒内圧センサで計測されてもよいし、筒内温度を含む状態方程式から求められることもできる。上記筒内容積は、クランク角θから求められることができる。上記第１の時点は、吸気弁が閉じられた時点であり、上記第２の時点は、膨張行程前（燃焼前）のピストンが上死点にある時点であることができ、その場合、第１の時点から第２の時点の区間は、時間的に長い区間として設定することができ、かつ、筒内が閉じた系とされることができることから、前記放熱量の算出精度の低下の抑制に寄与する。   In the present invention, the first heat amount is assumed when the heat radiation amount is assumed to be adiabatic compression obtained by solving the state equation based on the in-cylinder pressure and the in-cylinder volume at the first time point when the in-cylinder pressure is obtained. Can be obtained based on the work in the section from the time point to the second time point and the actual work actually measured in the section from the first time point to the second time point. The in-cylinder pressure may be measured by an in-cylinder pressure sensor, or may be obtained from a state equation including the in-cylinder temperature. The in-cylinder volume can be obtained from the crank angle θ. The first time point may be a time point when the intake valve is closed, and the second time point may be a time point when the piston before the expansion stroke (before combustion) is at the top dead center. The section from the time point 1 to the second time point can be set as a long time period and can be a system in which the inside of the cylinder is closed. Contribute to.

本発明の内燃機関の制御装置において、前記放熱量は、筒内容積が異なる第１時点及び第２時点のそれぞれの筒内圧に基づいて求められる実圧縮比と、前記第１時点及び第２時点のそれぞれの筒内容積に基づいて求められる圧縮比との偏差に基づいて、求められることを特徴としている。   In the control device for an internal combustion engine according to the present invention, the heat radiation amount is calculated based on an actual compression ratio obtained based on respective in-cylinder pressures at a first time point and a second time point where the in-cylinder volumes are different, and the first time point and the second time point. It is calculated | required based on the deviation with the compression ratio calculated | required based on each in-cylinder volume.

本発明の内燃機関の制御装置は、内燃機関の運転中の筒内の状態を示すデータに基づいて、筒内の実圧縮比を求め、前記実圧縮比に基づいて、前記内燃機関のパラメータを制御することを特徴としている。   The control apparatus for an internal combustion engine according to the present invention obtains an actual compression ratio in a cylinder based on data indicating a state in the cylinder during operation of the internal combustion engine, and calculates a parameter of the internal combustion engine based on the actual compression ratio. It is characterized by control.

上記本発明によれば、内燃機関の運転中の筒内の状態を示すデータに基づいて、実圧縮比が求められるので、内燃機関の実際の運転状態による圧縮比（放熱ないしは圧縮漏れ）の状態の変化が反映された正確な圧縮比を求めることができる。また、上記本発明によれば、内燃機関の運転中の筒内の状態を示すデータに基づいて、実圧縮比が求められるので、内燃機関の経年変化による圧縮比の変化が反映された正確な圧縮比を求めることができる。更に、上記本発明によれば、内燃機関の運転中の筒内の状態を示すデータに基づいて、実圧縮比が求められるので、気筒に関する放熱の影響による圧縮比の変化が反映された正確な圧縮比を求めることができる。   According to the present invention, since the actual compression ratio is obtained based on the data indicating the in-cylinder state during operation of the internal combustion engine, the state of the compression ratio (heat dissipation or compression leakage) according to the actual operation state of the internal combustion engine It is possible to obtain an accurate compression ratio that reflects the change in. Further, according to the present invention, since the actual compression ratio is obtained based on the data indicating the in-cylinder state during the operation of the internal combustion engine, it is possible to accurately reflect the change in the compression ratio due to the secular change of the internal combustion engine. The compression ratio can be determined. Further, according to the present invention, since the actual compression ratio is obtained based on the data indicating the in-cylinder state during the operation of the internal combustion engine, it is possible to accurately reflect the change in the compression ratio due to the effect of heat dissipation on the cylinder. The compression ratio can be determined.

本発明の内燃機関の制御装置において、前記求められた実圧縮比には、前記筒内のガスの外部への放熱の影響が反映されていることを特徴としている。   In the control apparatus for an internal combustion engine according to the present invention, the obtained actual compression ratio reflects an influence of heat radiation to the outside of the gas in the cylinder.

上記本発明によれば、内燃機関の運転中の筒内の状態を示すデータに基づいて、実圧縮比が求められるので、その求められた圧縮比は、気筒に対する熱伝達の影響による圧縮比の変化が反映された正確な値である。   According to the present invention, since the actual compression ratio is obtained based on the data indicating the in-cylinder state during the operation of the internal combustion engine, the obtained compression ratio is the compression ratio due to the effect of heat transfer to the cylinder. It is an accurate value that reflects the change.

本発明の内燃機関の制御装置において、前記実圧縮比は、前記筒内の状態を示すデータとして、筒内容積が異なる第１時点及び第２時点のそれぞれの筒内圧に基づいて、求められることを特徴としている。   In the control device for an internal combustion engine of the present invention, the actual compression ratio is obtained as data indicating the state in the cylinder based on the in-cylinder pressure at the first time point and the second time point at which the in-cylinder volume is different. It is characterized by.

上記本発明によれば、内燃機関が運転中の筒内容積が異なる第１時点及び第２時点のそれぞれの筒内圧に基づいて、実圧縮比が求められるため、内燃機関の実際の運転状態による圧縮比（放熱ないしは圧縮漏れ）の状態の変化が反映された正確な圧縮比を求めることができ、また、内燃機関の経年変化による圧縮比の変化が反映された正確な圧縮比を求めることができ、更に、気筒に対する放熱の影響による圧縮比の変化が反映された正確な圧縮比を求めることができる。   According to the present invention, since the actual compression ratio is obtained based on the in-cylinder pressures at the first time point and the second time point when the in-cylinder volume during operation of the internal combustion engine is different, it depends on the actual operating state of the internal combustion engine. It is possible to obtain an accurate compression ratio that reflects changes in the state of the compression ratio (heat dissipation or compression leakage), and to obtain an accurate compression ratio that reflects changes in the compression ratio due to aging of the internal combustion engine. In addition, it is possible to obtain an accurate compression ratio reflecting a change in the compression ratio due to the effect of heat dissipation on the cylinder.

本発明の内燃機関の制御装置において、前記内燃機関の各気筒毎の前記放熱量又は前記実圧縮比が求められ、前記求められた放熱量又は前記実圧縮比に基づいて、各気筒毎のパラメータを制御することを特徴としている。   In the control device for an internal combustion engine of the present invention, the heat release amount or the actual compression ratio for each cylinder of the internal combustion engine is obtained, and the parameter for each cylinder is determined based on the obtained heat release amount or the actual compression ratio. It is characterized by controlling.

本発明の内燃機関の制御装置において、前記筒内が閉じた系である期間における前記放熱量又は前記実圧縮比が求められることを特徴としている。   In the control apparatus for an internal combustion engine according to the present invention, the heat radiation amount or the actual compression ratio in a period in which the cylinder is closed is obtained.

上記本発明によれば、筒内が閉じた系である期間における前記放熱量又は前記実圧縮比が求められるため、外部からの影響を抑制することができ、断熱圧縮の仮定に適している。   According to the present invention, the heat release amount or the actual compression ratio in a period in which the inside of the cylinder is closed is obtained, so that the influence from the outside can be suppressed, which is suitable for the assumption of adiabatic compression.

本発明の内燃機関の制御装置において、フューエルカット状態である期間における前記放熱量又は前記実圧縮比が求められることを特徴としている。   In the control device for an internal combustion engine according to the present invention, the heat radiation amount or the actual compression ratio in a period in a fuel cut state is obtained.

上記本発明によれば、フューエルカット状態である期間における前記放熱量又は前記実圧縮比が求められるため、筒内に供給された燃料の状態によって、筒内の状態の特性（比熱比等）が変化することが防止され、放熱量や実圧縮比を求める際の精度が低下が抑制される。   According to the present invention, since the heat release amount or the actual compression ratio during the fuel cut state is obtained, the characteristics of the state in the cylinder (specific heat ratio, etc.) depend on the state of the fuel supplied into the cylinder. The change is prevented, and the accuracy in obtaining the heat radiation amount and the actual compression ratio is suppressed.

本発明の内燃機関の制御装置において、前記制御されるパラメータは、点火時期、燃料噴射量、バルブタイミング、ＥＧＲ量、ガス乱れ量、吸入空気量、吸気温度、及び冷却水温のうちの少なくともいずれか一つであることを特徴としている。   In the control device for an internal combustion engine of the present invention, the controlled parameter is at least one of ignition timing, fuel injection amount, valve timing, EGR amount, gas turbulence amount, intake air amount, intake air temperature, and cooling water temperature. It is characterized by being one.

上記本発明によれば、放熱量又は実圧縮比に基づいて、点火時期、燃料噴射量、バルブタイミング、ＥＧＲ量、ガス乱れ量、吸入空気量、吸気温度、及び冷却水温のうちの少なくともいずれか一つが制御されるため、燃焼状態の悪化の抑制又は出力トルクの低下の抑制が可能となる。上記本発明では、点火時期、燃料噴射量、バルブタイミング、ＥＧＲ量、ガス乱れ量、吸入空気量、吸気温度、及び冷却水温のうちの一つが制御されることもできるし、複数の組合わせで制御されることができる。   According to the present invention, at least one of ignition timing, fuel injection amount, valve timing, EGR amount, gas turbulence amount, intake air amount, intake air temperature, and cooling water temperature is based on the heat release amount or the actual compression ratio. Since one is controlled, it is possible to suppress the deterioration of the combustion state or the output torque. In the present invention, one of the ignition timing, fuel injection amount, valve timing, EGR amount, gas turbulence amount, intake air amount, intake air temperature, and cooling water temperature can be controlled. Can be controlled.

本発明の内燃機関の制御装置によれば、放熱量に応じて、内燃機関の運転に関するパラメータを制御することができる。これにより、燃焼状態の悪化の抑制が可能となる。   According to the control device for an internal combustion engine of the present invention, it is possible to control parameters relating to the operation of the internal combustion engine according to the heat radiation amount. Thereby, it becomes possible to suppress deterioration of the combustion state.

以下、本発明の内燃機関の制御装置の一実施形態につき図面を参照しつつ詳細に説明する。   Hereinafter, an embodiment of a control device for an internal combustion engine of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

（第１実施形態）
図９は、本発明に係る内燃機関の制御装置の一実施形態を適用した内燃機関を示す構成図である。本実施形態の内燃機関は、火花点火式の内燃機関（ガソリンエンジン）である。 (First embodiment)
FIG. 9 is a block diagram showing an internal combustion engine to which an embodiment of a control device for an internal combustion engine according to the present invention is applied. The internal combustion engine of this embodiment is a spark ignition type internal combustion engine (gasoline engine).

内燃機関１には、吸気管２と排気管３とが接続されている。吸気管２には、吸入空気の温度を検出する吸気温センサ２２と、吸入空気量を検出するエアフローメータ２３と、アクセルペダル４の操作に連動するスロットル弁２４と、このスロットル弁２４の開度を検出するスロットル開度センサ２５が配置されている。また、吸気管２のサージタンク２０には、吸気管２の圧力を検出するための吸気圧センサ２６が配置されている。さらに、内燃機関１の各気筒に接続される吸気ポート２１には、電磁駆動式のインジェクタ（燃料噴射装置）２７が設けられており、このインジェクタ２７には、燃料タンク５から燃料であるガソリンが供給される。   An intake pipe 2 and an exhaust pipe 3 are connected to the internal combustion engine 1. The intake pipe 2 includes an intake air temperature sensor 22 that detects the temperature of intake air, an air flow meter 23 that detects the amount of intake air, a throttle valve 24 that is linked to the operation of the accelerator pedal 4, and the opening of the throttle valve 24. A throttle opening sensor 25 for detecting the above is disposed. An intake pressure sensor 26 for detecting the pressure of the intake pipe 2 is disposed in the surge tank 20 of the intake pipe 2. Further, the intake port 21 connected to each cylinder of the internal combustion engine 1 is provided with an electromagnetically driven injector (fuel injection device) 27. The injector 27 receives gasoline from the fuel tank 5 as fuel. Supplied.

内燃機関１の各気筒を構成するシリンダ１０内には、図の上下方向に往復動するピストン１１が設けられている。このピストン１１は、コンロッド１２を介して図示していないクランク軸に連結されている。ピストン１１の上方には、シリンダ１０とシリンダヘッド１３とによって区画された燃焼室１４が形成されている。この燃焼室１４の上部には、点火プラグ（図示せず）が配置されている。燃焼室１４は、開閉可能な吸気バルブ１６と排気バルブ１７を介してそれぞれ吸気管２と排気管３に接続されている。インジェクタ２７から噴射されて燃焼室１４内に導入された燃料は、点火プラグによって点火される。燃焼室１４内の圧力（以下、筒内圧と称す）に応じた出力値を出力する筒内圧センサ１５がシリンダヘッド１３に取り付けられている。   In the cylinder 10 constituting each cylinder of the internal combustion engine 1, a piston 11 that reciprocates in the vertical direction in the figure is provided. The piston 11 is connected to a crankshaft (not shown) via a connecting rod 12. A combustion chamber 14 defined by a cylinder 10 and a cylinder head 13 is formed above the piston 11. An ignition plug (not shown) is disposed on the upper portion of the combustion chamber 14. The combustion chamber 14 is connected to the intake pipe 2 and the exhaust pipe 3 via an intake valve 16 and an exhaust valve 17 that can be opened and closed, respectively. The fuel injected from the injector 27 and introduced into the combustion chamber 14 is ignited by a spark plug. An in-cylinder pressure sensor 15 that outputs an output value corresponding to the pressure in the combustion chamber 14 (hereinafter referred to as in-cylinder pressure) is attached to the cylinder head 13.

排気管３には、排気ガス中の酸素濃度に応じた所定の電気信号を出力する空燃比センサ３１が配置されている。内燃機関１を制御するエンジンＥＣＵ６（本発明に係る内燃機関の制御装置を含む）は、マイクロコンピュータを中心に構成されており、上述した各センサ（筒内圧センサ１５、吸気温センサ２２、エアフローメータ２３、スロットル開度センサ２５、吸気圧センサ２６、空燃比センサ３１）や車速センサ６０、クランク角θを検出するクランクポジションセンサ６１の各出力信号が入力されるとともに、インジェクタ２７、点火プラグの動作を制御する（点火時期の補正を含む）ものである。   An air-fuel ratio sensor 31 that outputs a predetermined electric signal corresponding to the oxygen concentration in the exhaust gas is disposed in the exhaust pipe 3. An engine ECU 6 (including the control device for an internal combustion engine according to the present invention) that controls the internal combustion engine 1 is configured around a microcomputer, and includes the above-described sensors (in-cylinder pressure sensor 15, intake air temperature sensor 22, air flow meter). 23, the throttle opening sensor 25, the intake pressure sensor 26, the air-fuel ratio sensor 31), the vehicle speed sensor 60, and the output signals of the crank position sensor 61 for detecting the crank angle θ, and the operation of the injector 27 and the spark plug (Including correction of ignition timing).

次に、図１を参照して、本実施形態の制御方法について説明する。
図１は、熱伝達量に応じて点火時期を制御する方法を示すフローチャートである。ここでは、上記の通り、熱伝達による放熱が大部分であるため、放熱量を含む意味で熱伝達量と称する。図１に示される本制御フローは、所定のクランク角θ毎に、主としてエンジンＥＣＵ６によって実行される。 Next, the control method of this embodiment will be described with reference to FIG.
FIG. 1 is a flowchart showing a method for controlling the ignition timing in accordance with the amount of heat transfer. Here, as described above, since heat dissipation by heat transfer is most, it is referred to as heat transfer amount in a sense including the heat dissipation amount. The control flow shown in FIG. 1 is mainly executed by the engine ECU 6 for each predetermined crank angle θ.

［ステップＳ１０１］
ステップＳ１０１では、クランクポジションセンサ６１により、クランク角（ＣＡ）θが計測される。その計測結果は、クランクポジションセンサ６１からエンジンＥＣＵ６に送られる。ステップＳ１０１の次に、ステップＳ１０２が行われる。 [Step S101]
In step S101, the crank position sensor 61 measures the crank angle (CA) θ. The measurement result is sent from the crank position sensor 61 to the engine ECU 6. Following step S101, step S102 is performed.

［ステップＳ１０２］
ステップＳ１０２では、エンジンＥＣＵ６により、燃料カット（Ｆ／Ｃ）状態か否かが判定される。即ち、内燃機関１の運転中に燃料供給を停止する制御（フューエルカット）が実行中であるか否かが判定される。ステップＳ１０２の判定の結果、燃料カット状態であれば、ステップＳ１０３に進む。一方、ステップＳ１０２の判定の結果、燃料カット状態ではない場合には、本制御フローは終了する。 [Step S102]
In step S102, the engine ECU 6 determines whether or not the fuel cut (F / C) state is set. That is, it is determined whether or not a control (fuel cut) for stopping the fuel supply during the operation of the internal combustion engine 1 is being executed. If the result of determination in step S102 is a fuel cut state, the process proceeds to step S103. On the other hand, if the result of determination in step S <b> 102 is not a fuel cut state, this control flow ends.

ステップＳ１０２に示すように、燃料カット状態において本制御が行われる理由は、後述のステップにおいて計算により筒内圧を求めるに際して、筒内に燃料が供給されていない状態の方がより正確に筒内圧が求められるためである。筒内に燃料が供給されている場合、その燃料の状態が液体及び気体のいずれであるかが正確に把握できず（例えば、圧縮行程の途中で液体から気体に変わる場合もある）、その燃料の状態によって特性（比熱比等）が変わることから、筒内に燃料が供給されている状態において筒内圧を算出すると、算出結果の精度が低下するためである。   As shown in step S102, the reason why this control is performed in the fuel cut state is that the in-cylinder pressure is more accurately determined when the in-cylinder pressure is not supplied when determining the in-cylinder pressure by calculation in a later-described step. This is because it is required. When fuel is supplied into the cylinder, it cannot be accurately grasped whether the state of the fuel is liquid or gas (for example, it may change from liquid to gas during the compression stroke). This is because if the in-cylinder pressure is calculated in a state where the fuel is being supplied into the cylinder, the accuracy of the calculation result is reduced because the characteristics (specific heat ratio, etc.) vary depending on the state of.

なお、ステップＳ１０２は、筒内圧の算出結果の精度を向上させるものであるが、仮にステップＳ１０２が実施されなくても、本制御により熱伝達量に応じた点火時期の補正を好適に行うことが可能である。よって、燃料カット状態ではない場合に本実施形態の制御が実行されることができる。   Note that step S102 improves the accuracy of the calculation result of the in-cylinder pressure. However, even if step S102 is not performed, it is possible to suitably correct the ignition timing according to the heat transfer amount by this control. Is possible. Therefore, the control of this embodiment can be executed when the fuel cut state is not reached.

［ステップＳ１０３］
ステップＳ１０３では、エンジンＥＣＵ６により、クランク角θが、吸気バルブ１６の閉弁開始時に対応する角度（ＩＶＣ）であるか否かが判定される。ここで、クランク角θがＩＶＣであるとは、吸気行程終了時の吸気バルブ１６が閉じた時点に対応し、その時点以降、筒内が他の系から閉じた系になる。筒内が閉じた系であれば、外部からの影響を最小限に抑制するすることが可能となり、断熱圧縮と仮定した場合の計算式を適用することが可能となる（次のステップＳ１０４参照）。図２の例では、クランク角θがＩＶＣであるときは、ピストン１１がＢＤＣ（下死点）にあるときの角度の近傍に対応している。 [Step S103]
In step S103, the engine ECU 6 determines whether or not the crank angle θ is an angle (IVC) corresponding to the start time of closing of the intake valve 16. Here, the crank angle θ being IVC corresponds to the time when the intake valve 16 is closed at the end of the intake stroke, and after that time, the cylinder is closed from the other system. If the system is closed in the cylinder, it is possible to suppress the influence from the outside to the minimum, and it is possible to apply the calculation formula when assuming adiabatic compression (see next step S104). . In the example of FIG. 2, when the crank angle θ is IVC, it corresponds to the vicinity of the angle when the piston 11 is at BDC (bottom dead center).

ステップＳ１０３のクランク角θは、本制御で熱伝達量を求める際の対象期間の開始時に対応したものである。ステップＳ１０３において、クランク角θがＩＶＣである時点とした理由は、以下の通りである。即ち、次のステップＳ１０４において、計算により圧縮行程での仕事Ｗｉを算出する際の、計算の対象となる時間帯をなるべく大きく設定して、実際の値と計算値との誤差を最小限に抑えるためである。このステップＳ１０３のクランク角θは、ＩＶＣに限定される必要は無く、ＩＶＣよりも時間的に後の設定された角度であることができる。ステップＳ１０３のクランク角θは、筒内が閉じた系とされている状態であって、膨張行程前のＴＤＣ（上死点）に対応する角度よりも時間的に前の角度であることができる。   The crank angle θ in step S103 corresponds to the start of the target period when obtaining the heat transfer amount in this control. The reason why the crank angle θ is set to IVC in step S103 is as follows. That is, in the next step S104, when calculating the work Wi in the compression stroke by calculation, the time zone to be calculated is set as large as possible to minimize the error between the actual value and the calculated value. Because. The crank angle θ in step S103 need not be limited to IVC, and can be a set angle later in time than IVC. The crank angle θ in step S103 is a state in which the inside of the cylinder is closed, and can be an angle earlier in time than the angle corresponding to the TDC (top dead center) before the expansion stroke. .

ステップＳ１０３の判定の結果、クランク角θがＩＶＣであれば、ステップＳ１０４に進む。一方、クランク角θがＩＶＣではない場合には、ステップＳ１０５に進む。   As a result of the determination in step S103, if the crank angle θ is IVC, the process proceeds to step S104. On the other hand, if the crank angle θ is not IVC, the process proceeds to step S105.

［ステップＳ１０４］
ステップＳ１０４では、エンジンＥＣＵ６において、計算により、断熱圧縮と仮定した場合のクランク角θがＩＶＣから膨張行程前のＴＤＣまでの間の仕事Ｗｉが求められる。 [Step S104]
In step S104, the engine ECU 6 obtains a work Wi when the crank angle θ is assumed to be adiabatic compression from IVC to TDC before the expansion stroke by calculation.

まず、筒内が閉じた系になった時点（クランク角θがＩＶＣの時点）の筒内圧力Ｐｉｖｃが筒内圧センサ１５により計測される。その計測値は、筒内圧センサ１５からエンジンＥＣＵ６に送られ、エンジンＥＣＵ６にて保存される。次に、下記式１より、その筒内圧力Ｐｉｖｃと、そのＩＶＣの時点のクランク角θから求められる筒内の体積Ｖｉｖｃに基づいて、断熱圧縮と仮定した場合の、クランク角θがＩＶＣから膨張行程前のＴＤＣまでの各時点での筒内圧Ｐｉが求められる。   First, the cylinder pressure sensor 15 measures the cylinder pressure Pivc when the cylinder is closed (when the crank angle θ is IVC). The measured value is sent from the in-cylinder pressure sensor 15 to the engine ECU 6 and stored in the engine ECU 6. Next, based on the following formula 1, the cylinder angle Pivc expands from IVC when adiabatic compression is assumed based on the cylinder pressure Vivc and the cylinder volume Vivc obtained from the crank angle θ at the time of IVC. The in-cylinder pressure Pi at each time point up to the TDC before the stroke is obtained.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

上記式１の右辺のＶに、ＩＶＣから膨張行程前のＴＤＣまでの間の各クランク角θに応じた筒内容積Ｖの値がそれぞれ代入されることにより、各クランク角θに応じた筒内圧Ｐｉが逐一算出される。即ち、クランク角θがＩＶＣ（設定された角度）であるときの筒内圧Ｐｉｖｃが計測されれば、（ＩＶＣから膨張行程前のＴＤＣまでの間の各クランク角θに応じた筒内容積Ｖの値は、その計測の時点で分かっているので、）断熱圧縮と仮定した場合の、各クランク角θ毎の筒内圧Ｐｉが上記式１から算出される。図２において、実線で示される曲線は、上記式１により求めた各クランク角θ毎の筒内圧Ｐｉの値を結んだ線分を示している。   By substituting the value of the in-cylinder volume V corresponding to each crank angle θ between IVC and TDC before the expansion stroke into V on the right side of the above equation 1, the in-cylinder pressure corresponding to each crank angle θ is substituted. Pi is calculated one by one. That is, if the in-cylinder pressure Pivc when the crank angle θ is IVC (set angle) is measured, the in-cylinder volume V corresponding to each crank angle θ between IVC and the TDC before the expansion stroke is determined. Since the value is known at the time of measurement, the in-cylinder pressure Pi for each crank angle θ when adiabatic compression is assumed is calculated from Equation 1 above. In FIG. 2, the curve indicated by the solid line indicates a line segment connecting the values of the in-cylinder pressure Pi for each crank angle θ obtained by the above equation 1.

上記のようにして求められた筒内圧Ｐｉが下記式２に示されるように、筒内容積Ｖで積分されることにより、断熱圧縮と仮定した場合の、クランク角θがＩＶＣから膨張行程前のＴＤＣまでの区間における仕事Ｗｉが求められる。その仕事Ｗｉの値は、エンジンＥＣＵ６にて保存される。また、ステップＳ１０４では、前回の制御フローで求めた、クランク角θがＩＶＣから膨張行程前のＴＤＣまでの実測した筒内圧Ｐｎに基づいて求められた仕事Ｗｒの値（後述するステップＳ１０６〜ステップＳ１０８参照）がクリアされる。   The in-cylinder pressure Pi determined as described above is integrated by the in-cylinder volume V as shown in the following formula 2, so that the crank angle θ is assumed to be a prior to the expansion stroke from IVC when adiabatic compression is assumed. Work Wi in the section up to TDC is obtained. The value of the work Wi is stored in the engine ECU 6. In step S104, the value of the work Wr obtained based on the actually measured in-cylinder pressure Pn from the IVC to the TDC before the expansion stroke, which is obtained in the previous control flow (steps S106 to S108 described later). Is cleared.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

なお、本制御フローにおいては、クランク角θがＩＶＣから膨張行程前のＴＤＣまでの間の仕事Ｗが求められる（ステップＳ１０５、Ｓ１０９参照）が、これは上述の通り、筒内の系が閉じている期間として、特に、圧縮工程中のなるべく長い期間が選択された結果である。仕事Ｗが求められる期間は、上記期間に限定されない。   In this control flow, the work W between the crank angle θ from IVC to the TDC before the expansion stroke is obtained (see steps S105 and S109). As described above, this is because the system in the cylinder is closed. This is a result of selecting as long a period as possible during the compression process. The period for which the work W is required is not limited to the above period.

［ステップＳ１０５］
ステップＳ１０５では、エンジンＥＣＵ６により、クランク角θが、ＩＶＣより大きく、膨張行程前のＴＤＣ以下であるか否かが判定される。ステップＳ１０５の判定の結果、クランク角θが、ＩＶＣより大きくＴＤＣ以下である場合には、ステップＳ１０６に進み、そうでない場合には、本制御フローは終了する。 [Step S105]
In step S105, the engine ECU 6 determines whether or not the crank angle θ is greater than IVC and equal to or less than the TDC before the expansion stroke. As a result of the determination in step S105, if the crank angle θ is greater than IVC and equal to or less than TDC, the process proceeds to step S106. Otherwise, the control flow ends.

［ステップＳ１０６］
ステップＳ１０６では、筒内圧センサ１５により、筒内圧Ｐｎが実測される。その実測値は、筒内圧センサ１５からエンジンＥＣＵ６に送られ、エンジンＥＣＵ６にて保存される。本制御フローは、上記の通り、クランク角θが所定の角度毎に行われることから、ステップＳ１０６では、クランク角θがＩＶＣより大きくなった後で、膨張行程前のＴＤＣ以下であるときの筒内圧Ｐｎが、所定のクランク角θ毎に（本制御フローの実行周期に合わせて）、筒内圧センサ１５により、実測される。図２において、ステップＳ１０６で所定のクランク角θ毎に実測された筒内圧Ｐｎの値を離散的な点（プロット）で示す。ステップＳ１０６の次に、ステップＳ１０７が行われる。 [Step S106]
In step S106, the in-cylinder pressure Pn is actually measured by the in-cylinder pressure sensor 15. The actually measured value is sent from the in-cylinder pressure sensor 15 to the engine ECU 6 and stored in the engine ECU 6. As described above, since the crank angle θ is performed every predetermined angle as described above, in step S106, the cylinder angle when the crank angle θ is greater than IVC and is equal to or less than the TDC before the expansion stroke is determined. The internal pressure Pn is measured by the in-cylinder pressure sensor 15 for each predetermined crank angle θ (in accordance with the execution cycle of this control flow). In FIG. 2, the value of the in-cylinder pressure Pn actually measured for each predetermined crank angle θ in step S106 is shown as discrete points (plots). Following step S106, step S107 is performed.

［ステップＳ１０７］
ステップＳ１０７では、エンジンＥＣＵ６により、上記ステップＳ１０６において、実測された筒内圧Ｐｎに基づいて、仕事ΔＷｒが算出される。仕事ΔＷｒとは、前回の本制御フローの実行時期から、今回の実行時期までの区間（所定のクランク角θ毎）における仕事である。仕事ΔＷｒは、下記式３に示されるように、実測された筒内圧Ｐｎが筒内容積Ｖで積分されることにより求められる。 [Step S107]
In step S107, the engine ECU 6 calculates the work ΔWr based on the in-cylinder pressure Pn actually measured in step S106. The work ΔWr is a work in a section (every predetermined crank angle θ) from the previous execution time of the present control flow to the current execution time. The work ΔWr is obtained by integrating the actually measured in-cylinder pressure Pn with the in-cylinder volume V as shown in the following formula 3.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

上記式３において、Ｐには、上記ステップＳ１０６において実測された筒内圧Ｐｎが代入される。また、上記式３において、（θ−１）は、前回の本制御フローの実行時期のクランク角θであり、（θ）は、今回の実行時期のクランク角θである。上記式３では、一例として、クランク角θが１°毎に本制御フローが実行されるケースを想定した記述がなされている。ステップＳ１０７の次に、ステップＳ１０８が行われる。   In the above Equation 3, the in-cylinder pressure Pn actually measured in Step S106 is substituted for P. In Equation 3, (θ-1) is the crank angle θ at the previous execution time of the present control flow, and (θ) is the crank angle θ at the current execution time. In the above formula 3, as an example, a description is given assuming that the control flow is executed every crank angle θ of 1 °. Following step S107, step S108 is performed.

［ステップＳ１０８］
ステップＳ１０８では、エンジンＥＣＵ６により、下記式４に示すように、上記ステップＳ１０７で算出された仕事ΔＷｒが累積的に加算され、その加算結果が仕事Ｗｒとして求められる。本制御フローの実行周期は、上記の通り、クランク角θが所定の角度だけ進行するに要する時間であることから、ステップＳ１０８では、クランク角θがＩＶＣより大きくなってから膨張行程前のＴＤＣになる直前までの間に実際になされた仕事Ｗｒが求められる。ステップＳ１０８の次は、ステップＳ１０９が行われる。 [Step S108]
In step S108, the engine ECU 6 cumulatively adds the work ΔWr calculated in step S107 as shown in the following equation 4, and obtains the addition result as the work Wr. Since the execution cycle of this control flow is the time required for the crank angle θ to advance by a predetermined angle as described above, in step S108, the crank angle θ becomes larger than IVC and before the expansion stroke. The work Wr actually performed until immediately before is determined. Following step S108, step S109 is performed.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

［ステップＳ１０９］
ステップＳ１０９では、エンジンＥＣＵ６により、クランク角θがＴＤＣであるか否かが判定される。ステップＳ１０９の判定の結果、クランク角θがＴＤＣであると判定された場合には、ステップＳ１１０に進み、そうではないと判定された場合には、本制御フローは終了する。 [Step S109]
In step S109, the engine ECU 6 determines whether or not the crank angle θ is TDC. As a result of the determination in step S109, if it is determined that the crank angle θ is TDC, the process proceeds to step S110. If it is determined that the crank angle θ is not TDC, the control flow ends.

［ステップＳ１１０］
ステップＳ１１０では、エンジンＥＣＵ６により、熱伝達量Ｑが求められる。熱伝達量Ｑは、下記式５に示すように、同一期間内を対象とした、断熱圧縮と仮定した場合の仕事Ｗｉと、実際に行われた仕事Ｗｒの差分として求められる。この下記式５の演算結果は、実質的に、筒内のガスからの放熱量の全てに対応している。ステップＳ１１０の次には、ステップＳ１１１が行われる。 [Step S110]
In step S110, the engine ECU 6 calculates the heat transfer amount Q. As shown in the following formula 5, the heat transfer amount Q is obtained as a difference between the work Wi when assuming adiabatic compression and the work Wr actually performed for the same period. The calculation result of the following formula 5 substantially corresponds to all the heat radiation from the gas in the cylinder. Following step S110, step S111 is performed.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

［ステップＳ１１１］
ステップＳ１１１では、エンジン回転数Ｎｅ、負荷ＫＬ、バルブタイミングＶＴなどの内燃機関１の運転条件が計測され、その計測結果がエンジンＥＣＵ６にそれぞれ送られる。エンジン回転数Ｎｅは、クランクポジションセンサ６１の検出結果に基づいて計測される。負荷ＫＬは、エアフローメータ２３又は吸気圧センサ２６の検出結果に基づいて計測される。バルブタイミングＶＴは、スロットル開度センサ２５により検出される。ステップＳ１１１の次にステップＳ１１２が行われる。 [Step S111]
In step S111, the operating conditions of the internal combustion engine 1, such as the engine speed Ne, the load KL, and the valve timing VT, are measured, and the measurement results are sent to the engine ECU 6. The engine speed Ne is measured based on the detection result of the crank position sensor 61. The load KL is measured based on the detection result of the air flow meter 23 or the intake pressure sensor 26. The valve timing VT is detected by a throttle opening sensor 25. Following step S111, step S112 is performed.

［ステップＳ１１２］
ステップＳ１１２では、エンジンＥＣＵ６により、内燃機関１の運転条件と点火時期補正量ｄＳＡが算出される。即ち、まず、上記ステップＳ１１１で計測された内燃機関１の運転条件により基準となる熱伝達量Ｑｓｔが決定される。次いで、上記ステップＳ１１０で算出された熱伝達量Ｑと、上記基準となる熱伝達量Ｑｓｔとの差が求められ、その差に基づいて、内燃機関１の運転条件と点火時期補正量ｄＳＡが算出される。なお、内燃機関１の運転条件と、その運転条件のときの基準となる熱伝達量Ｑｓｔとの関係は、予めエンジンＥＣＵ６にマップとして登録されており、そのマップに従って、熱伝達量Ｑｓｔが求められる。 [Step S112]
In step S112, the engine ECU 6 calculates the operating condition of the internal combustion engine 1 and the ignition timing correction amount dSA. That is, first, the reference heat transfer amount Qst is determined based on the operating condition of the internal combustion engine 1 measured in step S111. Next, a difference between the heat transfer amount Q calculated in step S110 and the reference heat transfer amount Qst is obtained, and based on the difference, the operating condition of the internal combustion engine 1 and the ignition timing correction amount dSA are calculated. Is done. It should be noted that the relationship between the operating conditions of the internal combustion engine 1 and the heat transfer amount Qst serving as a reference at the time of the operating conditions is registered in advance in the engine ECU 6 as a map, and the heat transfer amount Qst is obtained according to the map. .

基準となる熱伝達量Ｑｓｔに比べて、実際の熱伝達量Ｑが大きいと、筒内の温度が十分に高くないことから、燃焼速度が遅くなり、出力トルクが低下する。そのため、熱伝達量Ｑが大きい場合には、点火時期が早く設定（進角）されるように、点火時期補正量ｄＳＡが設定される。   If the actual heat transfer amount Q is larger than the reference heat transfer amount Qst, the temperature in the cylinder is not sufficiently high, so the combustion speed is slowed and the output torque is reduced. Therefore, when the heat transfer amount Q is large, the ignition timing correction amount dSA is set so that the ignition timing is set (advanced) earlier.

［ステップＳ１１３］
ステップＳ１１３では、エンジンＥＣＵ６により、上記ステップＳ１１２で求めた点火時期補正量ｄＳＡに基づいて、最終点火時期が決定される。 [Step S113]
In step S113, the engine ECU 6 determines the final ignition timing based on the ignition timing correction amount dSA obtained in step S112.

また、上記のステップＳ１１２及びステップＳ１１３に代えて、以下のステップＳ１１２’及びステップＳ１１３’が行われることも可能である。   Further, instead of the above steps S112 and S113, the following steps S112 'and S113' can be performed.

［ステップＳ１１２’］
ステップＳ１１２’では、エンジンＥＣＵ６により、後述する第１マップ（図６）を参照して、上記ステップＳ１１０で求めた熱伝達量Ｑに基づいて、点火時期補正量ΔＳＡが求められる。ステップＳ１１２’の次にステップＳ１１３’が行われる。 [Step S112 ′]
In step S112 ′, the engine ECU 6 determines an ignition timing correction amount ΔSA based on the heat transfer amount Q determined in step S110 with reference to a first map (FIG. 6) described later. After step S112 ′, step S113 ′ is performed.

［ステップＳ１１３’］
ステップＳ１１３’では、エンジンＥＣＵ６により、後述する断熱圧縮相当の基本点火時期ＳＡBasicに、上記ステップＳ１１２’で求めた点火時期補正量ΔＳＡが加えられる。これにより、熱伝達量Ｑに対応した適切な点火時期ＳＡが求められ、その点火時期ＳＡが最終点火時期として決定される。このステップＳ１１３’において、基本点火時期ＳＡBasicは、後述する第２マップ（図８）を参照して、以下の例ではエンジン回転数Ｎｅと負荷ＫＬとに基づいて求められる。 [Step S113 ']
In step S113 ′, the engine ECU 6 adds the ignition timing correction amount ΔSA obtained in step S112 ′ to a basic ignition timing SA Basic equivalent to adiabatic compression described later. Thereby, an appropriate ignition timing SA corresponding to the heat transfer amount Q is obtained, and the ignition timing SA is determined as the final ignition timing. In this step S113 ′, the basic ignition timing SA Basic is obtained based on the engine speed Ne and the load KL in the following example with reference to a second map (FIG. 8) described later.

次に、図３から図８を参照して、上記ステップＳ１１２’とステップＳ１１３’
の点火時期補正量ΔＳＡと基本点火時期ＳＡBasicについて説明する。 Next, referring to FIG. 3 to FIG. 8, step S112 ′ and step S113 ′ are performed.
The ignition timing correction amount ΔSA and the basic ignition timing SA Basic will be described.

まず、ある所定の条件下において内燃機関１の実際の点火時期ＳＡEが計測される。この点火時期ＳＡEは、例えば新品の状態の内燃機関１の標準的な運転環境（例えば、外気温が２５℃で水温が８０℃）の下での点火時期であることができる。点火時期ＳＡEの計測に際しては、上記運転環境（上記例では、外気温と水温）や内燃機関１の状態等を変えて、熱伝達の影響（例えば、熱伝達による筒内圧の圧力低下率）を変化させた状態で計測が行われる。 First, the actual ignition timing SA E of the internal combustion engine 1 is measured at some predetermined conditions. This ignition timing SA E can be, for example, an ignition timing under a standard operating environment (for example, the outside air temperature is 25 ° C. and the water temperature is 80 ° C.) of the internal combustion engine 1 in a new state. Upon measurement of the ignition timing SA E is (in the above example, the outside air temperature and water temperature) the driving environment by changing the or the internal combustion engine 1 state and the like, the influence of heat transfer (e.g., pressure drop rate of the in-cylinder pressure due to heat transfer) Measurement is performed in a state in which is changed.

以下では、エンジン回転数Ｎｅと負荷ＫＬに基づいて、点火時期や筒内圧等の計測が行われるものとする。それら以外の運転条件や運転環境が異なるケースについても、以下と同様に計測及びマップの作成が行われるが、以下では説明の簡略化のために、エンジン回転数Ｎｅと負荷ＫＬのみに着目して説明する。   In the following, it is assumed that ignition timing, in-cylinder pressure, and the like are measured based on the engine speed Ne and the load KL. Measurements and maps are created in the same manner as below for cases where the driving conditions and driving environment other than these are different, but in the following, for simplification of description, attention is paid only to the engine speed Ne and the load KL. explain.

まず、図３に示すように、エンジン回転数Ｎｅと負荷ＫＬとがそれぞれ所定の条件であるときの、内燃機関１の実際の点火時期ＳＡEが計測される。以下、図３に示す計測結果を、第１グラフと称する。 First, as shown in FIG. 3, when the engine speed Ne and the load KL are each predetermined condition, the actual ignition timing SA E of the internal combustion engine 1 is measured. Hereinafter, the measurement result shown in FIG. 3 is referred to as a first graph.

その点火時期ＳＡEを計測したとき毎の、クランク角θがＩＶＣから膨張行程前のＴＤＣまでの間の筒内圧が計測される。その筒内圧の計測は、図４に示すように、エンジン回転数Ｎｅと負荷ＫＬがそれぞれ所定の条件である場合毎に行われる。以下、図４に示す計測結果を、第２グラフと称する。 For each when measuring the ignition timing SA E, the crank angle θ is cylinder pressure until TDC before the expansion stroke from the IVC is measured. The in-cylinder pressure is measured every time when the engine speed Ne and the load KL are predetermined conditions, as shown in FIG. Hereinafter, the measurement result shown in FIG. 4 is referred to as a second graph.

次に、上記第２グラフに基づいて、その点火時期ＳＡEが計測されたとき毎の仕事ＷEが求められる。仕事ＷEが求められるに際しては、上記式３及び式４が用いられる。次に、その仕事ＷEと、断熱圧縮と仮定した場合の仕事Ｗｉとの差として、その点火時期ＳＡEを計測したとき毎の熱伝達量Ｑ’が求められる。その熱伝達量Ｑ’は、図５に示すように、エンジン回転数Ｎｅと負荷ＫＬの条件毎に求められ、第３グラフとして作成される。 Next, based on the second graph, the work W E is obtained every time the ignition timing SA E is measured. In work W E is required, the equation 3 and equation 4 is used. Next, as a difference between the work W E and the work Wi when assuming adiabatic compression, a heat transfer amount Q ′ for each ignition timing SA E is measured. As shown in FIG. 5, the heat transfer amount Q ′ is obtained for each condition of the engine speed Ne and the load KL, and is created as a third graph.

一方、図６に示すように、熱伝達量Ｑに応じて補正すべき適切な点火時期補正量ΔＳＡを、予め計測により求めておく。図６に示される計測結果を第１マップとして、エンジンＥＣＵ６に格納する。図７に示すように、上記第３グラフ（図５）と第１マップに基づいて、エンジン回転数Ｎｅと負荷ＫＬの条件毎の点火時期補正量ΔＳＡが求められる。この図７のグラフを、第４グラフと称する。   On the other hand, as shown in FIG. 6, an appropriate ignition timing correction amount ΔSA to be corrected according to the heat transfer amount Q is obtained in advance by measurement. The measurement result shown in FIG. 6 is stored in the engine ECU 6 as a first map. As shown in FIG. 7, the ignition timing correction amount ΔSA for each condition of the engine speed Ne and the load KL is obtained based on the third graph (FIG. 5) and the first map. The graph of FIG. 7 is referred to as a fourth graph.

図８に示すように、第１グラフ（図３）と第４グラフ（図７）に基づいて、エンジン回転数Ｎｅと負荷ＫＬの条件毎の基本点火時期ＳＡBasicが求められる。基本点火時期ＳＡBasicは、上述した通り、断熱圧縮と仮定したときに要求される点火時期である。図８のマップは、第２マップと称され、エンジンＥＣＵ６に格納される。この第２マップに示される基本点火時期ＳＡBasicは、エンジン回転数Ｎｅと負荷ＫＬがそれぞれ同一条件であるときの、第１グラフの点火時期ＳＡEと第４グラフの点火時期補正量ΔＳＡとが加算された結果に対応している。 As shown in FIG. 8, the basic ignition timing SA Basic for each condition of the engine speed Ne and the load KL is obtained based on the first graph (FIG. 3) and the fourth graph (FIG. 7). The basic ignition timing SA Basic is an ignition timing required when adiabatic compression is assumed as described above. The map in FIG. 8 is referred to as a second map and is stored in the engine ECU 6. Basic ignition timing SA Basic shown in this second map, when the engine speed Ne and the load KL is the same condition, respectively, and the ignition timing of the first graph and SA E ignition timing correction amount ΔSA of the fourth graph Corresponds to the added result.

以上に述べた第１実施形態によれば、熱伝達量に応じて点火時期の補正を適切に行うことができる。圧縮工程中の筒内のガスから外部（特に燃焼室壁面）への放熱量に基づいて、点火時期を補正するので、燃焼状態の悪化が抑制される。   According to the first embodiment described above, it is possible to appropriately correct the ignition timing in accordance with the amount of heat transfer. Since the ignition timing is corrected based on the amount of heat released from the gas in the cylinder during the compression process to the outside (particularly the wall surface of the combustion chamber), deterioration of the combustion state is suppressed.

なお、第１実施形態による点火時期の補正は、各気筒の熱伝達量に応じて、各気筒毎に行うことができる（以下の各実施形態においても同様である）。第１実施形態によれば、経年変化や製造ばらつきに対応した熱伝達量を求めることにより、熱伝達量の各気筒間のばらつきや運転状態に応じた最適な点火時期を設定することができ、出力の低下を有効に抑えることができる。   The correction of the ignition timing according to the first embodiment can be performed for each cylinder according to the heat transfer amount of each cylinder (the same applies to the following embodiments). According to the first embodiment, by obtaining the heat transfer amount corresponding to the secular change and the manufacturing variation, it is possible to set the optimum ignition timing according to the variation of the heat transfer amount between the cylinders and the operation state, A decrease in output can be effectively suppressed.

また、本制御フローでは、圧縮工程中の筒内が閉じた系とされた所定の期間における熱伝達量Ｑが算出されるが、算出される熱伝達量Ｑは、その期間に限定されるものではない。例えば、筒内が閉じた系とされた所定の期間であれば、圧縮工程中以外の期間の熱伝達量Ｑを算出し、その熱伝達量Ｑに基づいて、内燃機関の運転に関するパラメータ（後述するものを含む）が制御されることができる。   Further, in this control flow, the heat transfer amount Q in a predetermined period in which the inside of the cylinder during the compression process is closed is calculated, but the calculated heat transfer amount Q is limited to that period. is not. For example, if it is a predetermined period in which the cylinder is closed, a heat transfer amount Q during a period other than during the compression process is calculated, and parameters related to the operation of the internal combustion engine (described later) are calculated based on the heat transfer amount Q. Can be controlled).

次に、図１０を参照して、第１実施形態の変形例について説明する。本変形例において、上記第１実施形態と共通する部分についての説明は省略する。   Next, a modification of the first embodiment will be described with reference to FIG. In this modification, the description of the parts common to the first embodiment is omitted.

本変形例では、筒内温度が温度センサ（図示せず）で計測され、その計測された筒内温度に基づいて、筒内圧が算出される。本変形例では、断熱圧縮と仮定して、筒内温度から筒内圧が算出される。   In this modification, the in-cylinder temperature is measured by a temperature sensor (not shown), and the in-cylinder pressure is calculated based on the measured in-cylinder temperature. In this modification, the in-cylinder pressure is calculated from the in-cylinder temperature, assuming adiabatic compression.

図１０は、本変形例の制御方法を示すフローチャートである。図１０において、図１と異なる点は、ステップＳ１０４ａとステップＳ１０６ａのみである。図１のステップＳ１０４では、筒内圧Ｐｉｖｃが筒内圧センサ１５により計測されたのに対し、図１０のステップＳ１０４ａでは、筒内温度Ｔが温度センサで計測され、その筒内温度Ｔと状態方程式（Ｐ＝ＧＲＴ／Ｖ）から筒内圧Ｐｉｖｃが算出される。また、図１のステップＳ１０６では、筒内圧Ｐｔｄｃが筒内圧センサ１５により計測されたのに対し、図１０のステップＳ１０６ａでは、筒内温度Ｔが温度センサで計測され、その筒内温度Ｔと状態方程式（Ｐ＝ＧＲＴ／Ｖ）から筒内圧Ｐｔｄｃが算出される。ステップＳ１０４ａ、Ｓ１０６ａにて算出された筒内圧Ｐｉｖｃ、Ｐｔｄｃは、上記第１実施形態と同様に、仕事Ｗｉや仕事ΔＷｒの算出に使用される（ステップＳ１０４ａ、ステップＳ１０７）。   FIG. 10 is a flowchart showing a control method of this modification. 10 is different from FIG. 1 only in step S104a and step S106a. In step S104 in FIG. 1, the in-cylinder pressure Pivc is measured by the in-cylinder pressure sensor 15, whereas in step S104a in FIG. 10, the in-cylinder temperature T is measured by the temperature sensor, and the in-cylinder temperature T and the state equation ( In-cylinder pressure Pivc is calculated from P = GRT / V). Further, in step S106 of FIG. 1, the in-cylinder pressure Ptdc is measured by the in-cylinder pressure sensor 15, whereas in step S106a of FIG. 10, the in-cylinder temperature T is measured by the temperature sensor, and the in-cylinder temperature T and the state The in-cylinder pressure Ptdc is calculated from the equation (P = GRT / V). The in-cylinder pressures Pivc and Ptdc calculated in steps S104a and S106a are used to calculate work Wi and work ΔWr as in the first embodiment (steps S104a and S107).

上記状態方程式において、質量（Ｇ）は、エアフローメータ２３により計測される。この質量（Ｇ）を直接計測する方法に代えて、吸気圧センサ２６により計測された吸気管２の圧力から、状態方程式より質量（Ｇ）が算出されることができる。又は、筒内圧センサ１５により計測された吸気下死点の筒内圧＝吸気管２の圧力であるとして、状態方程式より質量（Ｇ）が算出されることができる。
また、容積（Ｖ）は、クランクポジションセンサ６１により検出されたクランク角θにより算出されることができる。 In the state equation, the mass (G) is measured by the air flow meter 23. Instead of directly measuring the mass (G), the mass (G) can be calculated from the state equation from the pressure of the intake pipe 2 measured by the intake pressure sensor 26. Alternatively, the mass (G) can be calculated from the state equation, assuming that the in-cylinder pressure at the intake bottom dead center measured by the in-cylinder pressure sensor 15 = the pressure in the intake pipe 2.
Further, the volume (V) can be calculated from the crank angle θ detected by the crank position sensor 61.

本変形例によれば、上記第１実施形態と同様の効果を奏することができる。本変形例では、断熱圧縮と仮定して、筒内温度から筒内圧を算出するため、筒内圧を計測する必要はない。   According to this modification, the same effect as the first embodiment can be obtained. In this modification, it is not necessary to measure the in-cylinder pressure because the in-cylinder pressure is calculated from the in-cylinder temperature on the assumption of adiabatic compression.

次に、図１１を参照して、第２実施形態について説明する。第２実施形態において、上記実施形態と共通する部分についての説明は省略する。   Next, a second embodiment will be described with reference to FIG. In the second embodiment, descriptions of parts common to the above embodiment are omitted.

図１１は、第２実施形態の制御フローを示している。図１１において、ステップＳ２０１及びＳ２０２は、それぞれ図１のステップＳ１０１及びＳ１０２と共通であるため、その説明を省略する。   FIG. 11 shows a control flow of the second embodiment. In FIG. 11, steps S201 and S202 are the same as steps S101 and S102 in FIG.

［ステップＳ２０３］
ステップＳ２０３では、エンジンＥＣＵ６により、クランク角θがＩＶＣ以上で膨張行程前のＴＤＣ以下であるか否かが判定される。ステップＳ２０３の判定の結果、クランク角θがＩＶＣ以上で膨張行程前のＴＤＣ以下である場合には、ステップＳ２０４に進み、そうでない場合には、本制御フローは終了する。 [Step S203]
In step S203, the engine ECU 6 determines whether or not the crank angle θ is greater than or equal to IVC and less than or equal to TDC before the expansion stroke. As a result of the determination in step S203, when the crank angle θ is equal to or greater than IVC and equal to or less than the TDC before the expansion stroke, the process proceeds to step S204, and otherwise, the control flow ends.

［ステップＳ２０４］
ステップＳ２０４では、エンジンＥＣＵ６により、クランク角θがＩＶＣであるか否かが判定される。ステップＳ２０４の判定の結果、クランク角θがＩＶＣである場合には、ステップＳ２０５に進み、そうでない場合には、ステップＳ２０６に進む。 [Step S204]
In step S204, the engine ECU 6 determines whether or not the crank angle θ is IVC. As a result of the determination in step S204, if the crank angle θ is IVC, the process proceeds to step S205, and if not, the process proceeds to step S206.

［ステップＳ２０５］
ステップＳ２０５では、前回の制御フローで求めた熱伝達量Ｑの値がクリアされる。ステップＳ２０５の次には、本制御フローは終了する。 [Step S205]
In step S205, the value of the heat transfer amount Q obtained in the previous control flow is cleared. Following step S205, the control flow ends.

［ステップＳ２０６］
ステップＳ２０６では、熱流速計（図示せず）により、筒内の熱流速ｑが計測される。その計測結果は、エンジンＥＣＵ６に送られる。本制御フローは、クランク角θが所定角度毎に実行されることから、ステップＳ２０６では、クランク角θがＩＶＣよりも大きくＴＤＣ以下であるときの、所定角度毎の筒内の熱流速ｑが計測される。熱流速ｑは、下記式６により表される。ステップＳ２０６の次には、ステップＳ２０７が実行される。 [Step S206]
In step S206, the heat flow rate q in the cylinder is measured by a heat flow meter (not shown). The measurement result is sent to the engine ECU 6. Since this control flow is executed at every predetermined angle, in step S206, the in-cylinder heat flow rate q for each predetermined angle when the crank angle θ is larger than IVC and equal to or less than TDC is measured. Is done. The heat flow rate q is represented by the following formula 6. Following step S206, step S207 is executed.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

［ステップＳ２０７］
ステップＳ２０７では、エンジンＥＣＵ６により、熱伝達量ΔＱが算出される。下記式７に示すように、上記ステップＳ２０６で計測された熱流速ｑと、クランク角θから求められた筒内表面積Ｓに基づいて、前回の本制御フローの実行時期から、今回の実行時期までの間（所定のクランク角θ毎）の熱伝達量ΔＱ（＝ｑＳ）が算出される。ステップＳ２０７の次には、ステップＳ２０８が実行される。 [Step S207]
In step S207, the heat transfer amount ΔQ is calculated by the engine ECU 6. As shown in the following formula 7, from the previous execution time of the present control flow to the current execution time, based on the in-cylinder surface area S obtained from the heat flow rate q measured in step S206 and the crank angle θ. The amount of heat transfer ΔQ (= qS) is calculated during the interval (for each predetermined crank angle θ). Following step S207, step S208 is executed.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

［ステップＳ２０８］
ステップＳ２０８では、エンジンＥＣＵ６により、下記式８に示すように、熱伝達量ΔＱが累積的に加算される。本制御フローは、クランク角θが所定角度毎に実行されることから、ステップＳ２０８では、クランク角θがＩＶＣよりも大きくなってから膨張行程前のＴＤＣになる直前までの熱伝達量Ｑが求められる。ステップＳ２０８の次には、ステップＳ２０９が実行される。 [Step S208]
In step S208, the heat transfer amount ΔQ is cumulatively added by the engine ECU 6 as shown in Equation 8 below. In this control flow, the crank angle θ is executed at every predetermined angle. Therefore, in step S208, the heat transfer amount Q from the time when the crank angle θ becomes larger than IVC until just before the TDC before the expansion stroke is obtained. It is done. Following step S208, step S209 is executed.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

［ステップＳ２０９］
ステップＳ２０９では、エンジンＥＣＵ６により、クランク角θがＴＤＣであるか否かが判定される。ステップＳ２０９の判定の結果、クランク角θがＴＤＣであると判定された場合には、ステップＳ２１０に進み、そうでないと判定された場合には、本制御フローは終了する。 [Step S209]
In step S209, the engine ECU 6 determines whether or not the crank angle θ is TDC. As a result of the determination in step S209, if it is determined that the crank angle θ is TDC, the process proceeds to step S210. If it is determined that the crank angle θ is not TDC, the control flow ends.

ステップＳ２１０からステップＳ２１２は、図１のステップＳ１１１からステップＳ１１３と共通であるため、その説明を省略する。   Steps S210 to S212 are the same as steps S111 to S113 in FIG.

第２実施形態によれば、上記第１実施形態と同様の作用効果が得られる。第２実施形態では、熱伝達量Ｑが、第１実施形態のように断熱圧縮と仮定したときの仕事Ｗｉと実際の仕事Ｗｒとの差分として求められるのではなく、熱流速ｑから直接的に求められる。   According to the second embodiment, the same effects as those of the first embodiment can be obtained. In the second embodiment, the heat transfer amount Q is not obtained as the difference between the work Wi and the actual work Wr when assuming adiabatic compression as in the first embodiment, but directly from the heat flow rate q. Desired.

次に、図１２から図１６を参照して、第３実施形態を説明する。第３実施形態において、上記実施形態と共通する部分についての説明は省略する。   Next, a third embodiment will be described with reference to FIGS. In the third embodiment, descriptions of parts common to the above embodiment are omitted.

図１２において、ステップＳ３０１〜Ｓ３１０は、それぞれ図１のステップＳ１０１〜Ｓ１１０と共通であるため、その説明を省略する。   In FIG. 12, steps S301 to S310 are the same as steps S101 to S110 in FIG.

［ステップＳ３１１］
ステップＳ３１１では、エンジンＥＣＵ６により、ステップＳ３１０にて求めた熱伝達量Ｑが、予め設定された第１基準熱伝達量Ｑｓｔ１よりも大きいか否かが判定される。そのステップＳ３１１の判定の結果、熱伝達量Ｑが第１基準熱伝達量Ｑｓｔ１よりも大きい場合には、ステップＳ３１２に進み、そうでない場合には、ステップＳ３１３に進む。 [Step S311]
In step S311, the engine ECU 6 determines whether or not the heat transfer amount Q obtained in step S310 is larger than a preset first reference heat transfer amount Qst1. If the result of determination in step S311 is that the heat transfer amount Q is larger than the first reference heat transfer amount Qst1, the process proceeds to step S312; otherwise, the process proceeds to step S313.

［ステップＳ３１２］
ステップＳ３１２では、エンジンＥＣＵ６により、熱伝達量Ｑを小さくする制御が行われる。ステップＳ３１１にて熱伝達量Ｑが第１基準熱伝達量Ｑｓｔ１よりも大きいと判定された場合には、燃焼速度が所定値よりも遅く、出力トルクが所定値よりも小さいことを意味する。よって、ステップＳ３１２では、熱伝達量Ｑを小さくすることで、燃焼速度を速め、出力トルクを増大させるための制御が行われる。そのステップＳ３１２の制御内容については後述する。ステップＳ３１２の次には、本制御フローは終了する。 [Step S312]
In step S312, the engine ECU 6 performs control to reduce the heat transfer amount Q. If it is determined in step S311 that the heat transfer amount Q is larger than the first reference heat transfer amount Qst1, it means that the combustion speed is slower than the predetermined value and the output torque is smaller than the predetermined value. Therefore, in step S312, control is performed to increase the output torque by increasing the combustion speed by decreasing the heat transfer amount Q. The details of the control in step S312 will be described later. Following step S312, this control flow ends.

［ステップＳ３１３］
ステップＳ３１３では、エンジンＥＣＵ６により、ステップＳ３１０にて求めた熱伝達量Ｑが、予め設定された第２基準熱伝達量Ｑｓｔ２よりも小さいか否かが判定される。そのステップＳ３１３の判定の結果、熱伝達量Ｑが第２基準熱伝達量Ｑｓｔ２よりも小さい場合には、ステップＳ３１４に進み、そうでない場合には、本制御フローは終了する。 [Step S313]
In step S313, the engine ECU 6 determines whether or not the heat transfer amount Q obtained in step S310 is smaller than a preset second reference heat transfer amount Qst2. As a result of the determination in step S313, if the heat transfer amount Q is smaller than the second reference heat transfer amount Qst2, the process proceeds to step S314. Otherwise, the control flow ends.

［ステップＳ３１４］
ステップＳ３１４では、エンジンＥＣＵ６により、熱伝達量Ｑを大きくする制御が行われる。即ち、ステップＳ３１３にて熱伝達量Ｑが第２基準熱伝達量Ｑｓｔ２よりも小さいと判定された場合には、燃焼速度が所定値よりも速いことを意味する。よって、ステップＳ３１４では、熱伝達量Ｑを大きくすることで、燃焼速度を遅めるための制御が行われる。そのステップＳ３１４の制御内容については後述する。ステップＳ３１４の次には、本制御フローは終了する。 [Step S314]
In step S314, the engine ECU 6 performs control to increase the heat transfer amount Q. That is, if it is determined in step S313 that the heat transfer amount Q is smaller than the second reference heat transfer amount Qst2, it means that the combustion speed is faster than a predetermined value. Therefore, in step S314, the control for delaying the combustion speed is performed by increasing the heat transfer amount Q. The details of the control in step S314 will be described later. Following step S314, the control flow ends.

ここで、ステップＳ３１２の制御（燃焼速度を速め、出力トルクを増大させるための制御）及びステップＳ３１４の制御（燃焼速度を遅めるための制御）には、以下の六つの方法が考えられる。   Here, the following six methods are conceivable for the control in step S312 (control for increasing the combustion speed and increasing the output torque) and the control in step S314 (control for delaying the combustion speed).

それらの六つの方法は、いずれも内燃機関１の運転に関するパラメータであり、ステップＳ３１２又はＳ３１４では、それぞれ一つの方法のみが行われてもよいし、複数の方法が組み合わされて行われてもよい。更に、以下の六つのパラメータのうちの少なくとも一つは、上記第１実施形態で述べた内燃機関１の運転に関するパラメータである、点火時期の補正とともに行われることができる。   These six methods are all parameters related to the operation of the internal combustion engine 1, and in step S312 or S314, only one method may be performed or a plurality of methods may be combined. . Furthermore, at least one of the following six parameters can be performed together with the correction of the ignition timing, which is a parameter relating to the operation of the internal combustion engine 1 described in the first embodiment.

（１）燃料噴射量の制御
図１３に示すように、Ａ／Ｆ（空気量／燃料噴射量）は、所定値よりも小さくても大きくても、燃焼速度（出力トルク）が低下する傾向にある。この傾向に従って、ステップＳ３１２では、エンジンＥＣＵ６により、燃焼速度（出力トルク）を上昇させるＡ／Ｆとなるように、燃料噴射量が調整される。また、ステップＳ３１４では、エンジンＥＣＵ６により、図１３の傾向に従って、燃焼速度を低下させるＡ／Ｆとなるように、燃料噴射量が調整される。 (1) Control of fuel injection amount As shown in FIG. 13, the combustion speed (output torque) tends to decrease whether A / F (air amount / fuel injection amount) is smaller or larger than a predetermined value. is there. In accordance with this tendency, in step S312, the engine ECU 6 adjusts the fuel injection amount so that the A / F increases the combustion speed (output torque). In step S314, the fuel injection amount is adjusted by the engine ECU 6 so as to achieve an A / F that decreases the combustion speed in accordance with the tendency of FIG.

（２）空気量の制御
上記（１）で述べたＡ／Ｆ（空気量／燃料噴射量）は、電子制御式スロットルの開度を制御し、吸入空気量を調整することによっても制御されることができる。即ち、ステップＳ３１２では、エンジンＥＣＵ６により、燃焼速度（出力トルク）を上昇させるＡ／Ｆとなるように、空気量が調整される。また、ステップＳ３１４では、エンジンＥＣＵ６により、燃焼速度を低下させるＡ／Ｆとなるように、空気量が調整される。 (2) Air amount control The A / F (air amount / fuel injection amount) described in (1) above is also controlled by controlling the opening of the electronically controlled throttle and adjusting the intake air amount. be able to. That is, in step S312, the air amount is adjusted by the engine ECU 6 so that the A / F increases the combustion speed (output torque). In step S314, the air amount is adjusted by the engine ECU 6 so that the A / F decreases the combustion speed.

（３）吸気温度の制御
図１４に示すように、吸気温度が高いほど、燃焼速度（出力トルク）が増大し、吸気温度が低いほど、燃焼速度（出力トルク）が低下する傾向にある。この傾向に従って、ステップＳ３１２では、燃焼速度（出力トルク）を上昇させるように、吸気温度を上昇させる制御が行われる。即ち、エンジンＥＣＵ６により、バルブ１６，１７のオーバーラップが大きくなるように、吸気バルブ１６が開とされるタイミングが遅くされることで、吸気温度を上昇させるための制御が行われる。 (3) Control of intake air temperature As shown in FIG. 14, the combustion speed (output torque) increases as the intake air temperature increases, and the combustion speed (output torque) tends to decrease as the intake air temperature decreases. In accordance with this tendency, in step S312, control for increasing the intake air temperature is performed so as to increase the combustion speed (output torque). That is, the engine ECU 6 performs control for increasing the intake air temperature by delaying the opening timing of the intake valve 16 so that the overlap between the valves 16 and 17 is increased.

また、ステップＳ３１４では、図１４の傾向に従って、燃焼速度を低下させるように、吸気温度を低下させる制御が行われる。即ち、エンジンＥＣＵ６により、バルブ１６，１７のオーバーラップが小さくなるように、吸気バルブ１６が開とされるタイミングを早くすることで、吸気温度を低下させるための制御が行われる。   Further, in step S314, control for lowering the intake air temperature is performed so as to lower the combustion speed in accordance with the tendency of FIG. That is, the engine ECU 6 performs control for lowering the intake air temperature by increasing the timing at which the intake valve 16 is opened so that the overlap between the valves 16 and 17 is reduced.

（４）残留ガスの制御
図１５に示すように、残留ガス量が少ないほど、燃焼速度（出力トルク）が増大し、残留ガス量が多いほど、燃焼速度（出力トルク）が低下する傾向にある。この傾向に従って、ステップＳ３１２では、燃焼速度（出力トルク）を上昇させるように、残留ガスを低減させる制御が行われる。即ち、エンジンＥＣＵ６により、バルブ１６，１７のオーバーラップが小さくなるように制御され、また、吸気系へ再循環させる外部ＲＧＲ量を少なくすることで、残留ガスを低減させるための制御が行われる。 (4) Residual gas control As shown in FIG. 15, the combustion rate (output torque) increases as the residual gas amount decreases, and the combustion rate (output torque) tends to decrease as the residual gas amount increases. . In accordance with this tendency, in step S312, control for reducing the residual gas is performed so as to increase the combustion speed (output torque). That is, the engine ECU 6 controls the overlap of the valves 16 and 17 to be small, and performs control for reducing residual gas by reducing the amount of external RGR recirculated to the intake system.

また、ステップＳ３１４では、図１５の傾向に従って、燃焼速度を低下させるように、残留ガスを多くする制御が行われる。即ち、エンジンＥＣＵ６により、バルブ１６，１７のオーバーラップが大きくなるように制御され、また、吸気系へ再循環させる外部ＲＧＲ量を多くすることで、残留ガスを多くするための制御が行われる。   Further, in step S314, control for increasing the residual gas is performed so as to reduce the combustion speed in accordance with the tendency of FIG. That is, the engine ECU 6 controls the valves 16 and 17 to have a large overlap, and performs control for increasing the residual gas by increasing the amount of external RGR recirculated to the intake system.

（５）吸気の乱れの制御
図１６に示すように、吸気（空気又は混合気）の乱れが大きいほど、燃焼速度（出力トルク）が上昇し、吸気の乱れが小さいほど、燃焼速度が低下する傾向にある。この傾向に従って、ステップＳ３１２では、エンジンＥＣＵ６により、燃焼速度（出力トルク）を上昇させるように、ＳＣＶ（スワールコントロールバルブ）、ＴＣＶ（タンブルコントロールバルブ）を閉じ、バルブリフト量を小さくすることで、吸気の乱れを増大させるための制御が行われる。 (5) Control of intake air turbulence As shown in FIG. 16, the larger the intake air (air or air-fuel mixture) disturbance, the higher the combustion speed (output torque), and the lower the intake air disturbance, the lower the combustion speed. There is a tendency. In accordance with this tendency, in step S312, the engine ECU 6 closes the SCV (swirl control valve) and TCV (tumble control valve) so as to increase the combustion speed (output torque), and reduces the valve lift to reduce the intake air. Control is performed to increase the disturbance.

また、ステップＳ３１４では、図１６の傾向に従って、燃焼速度を低下させるように、吸気の乱れを低減させる制御が行われる。即ち、エンジンＥＣＵ６により、ＳＣＶ（スワールコントロールバルブ）、ＴＣＶ（タンブルコントロールバルブ）を開き、バルブリフト量を大きくすることで、吸気の乱れを低減させるための制御が行われる。   In step S314, control for reducing the turbulence of the intake air is performed so as to reduce the combustion speed in accordance with the tendency of FIG. That is, the engine ECU 6 performs control for reducing the disturbance of intake air by opening the SCV (swirl control valve) and TCV (tumble control valve) and increasing the valve lift amount.

（６）冷却水温の制御
ステップＳ３１２では、熱伝達量Ｑを小さくするように、冷却水温を低下させる。具体的には、電動ウォーターポンプ、可変冷却水路、蓄熱システムなどの冷却系の働きを低減させることで、冷却水温を低下させる。一方、ステップＳ３１４では、熱伝達量Ｑを大きくするように、冷却水温を上昇させる。電動ウォーターポンプ、可変冷却水路、蓄熱システムなどの冷却系の働きを増大させることで、冷却水温を低下させる。 (6) Control of cooling water temperature In step S312, the cooling water temperature is lowered so as to reduce the heat transfer amount Q. Specifically, the cooling water temperature is lowered by reducing the function of a cooling system such as an electric water pump, a variable cooling water channel, and a heat storage system. On the other hand, in step S314, the cooling water temperature is raised so as to increase the heat transfer amount Q. The cooling water temperature is lowered by increasing the function of a cooling system such as an electric water pump, a variable cooling water channel, and a heat storage system.

以上説明した、第３実施形態によれば、熱伝達量Ｑに応じて、内燃機関１の運転に関するパラメータとしての、燃料噴射量、空気量（スロットル開度）、バルブタイミング、吸気温度、残留ガス量、吸気の乱れ、冷却水温及び点火時期の少なくともいずれか一つを制御するので、燃焼状態の悪化を抑制することができる。   According to the third embodiment described above, the fuel injection amount, the air amount (throttle opening), the valve timing, the intake air temperature, the residual gas as the parameters relating to the operation of the internal combustion engine 1 according to the heat transfer amount Q. Since at least one of the amount, the disturbance of the intake air, the coolant temperature, and the ignition timing is controlled, the deterioration of the combustion state can be suppressed.

なお、図１２では、ステップＳ３１１以下で用いる熱伝達量Ｑは、図１のステップＳ１０３〜Ｓ１１０に示す方法で求めた熱伝達量Ｑが使用されたが、これに代えて、図１１のステップＳ２０３〜Ｓ２０８に示す方法で求めた熱伝達量Ｑが使用されることができる。   In FIG. 12, the heat transfer amount Q used in step S311 and subsequent steps is the heat transfer amount Q obtained by the method shown in steps S103 to S110 in FIG. 1, but instead of this, step S203 in FIG. The heat transfer amount Q obtained by the method shown in S208 can be used.

次に、図１７を参照して、第４実施形態について説明する。第４実施形態において、上記実施形態と共通する部分についての説明は省略する。   Next, a fourth embodiment will be described with reference to FIG. In the fourth embodiment, description of parts common to the above embodiment is omitted.

第４実施形態では、Ｗｏｓｃｈｉｎｉの熱伝達率モデル式を用いて、熱伝達量が算出される。クランク角θがＩＶＣ〜ＴＤＣまでの熱伝導率ｈは、下記式９のモデル式のように表される。   In the fourth embodiment, the heat transfer amount is calculated using the Woschini heat transfer coefficient model. The thermal conductivity h when the crank angle θ is from IVC to TDC is expressed as a model formula of the following formula 9.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

上記式９において、Ｐについては吸気下死点でのサージタンク２０の圧力Ｐｓ＝筒内圧と仮定し、ポリトロープ変化ＰＶm＝ｃｏｎｓｔを仮定して、算出する。筒内の温度Ｔｆは、状態方程式により求める。ピストン速度ｃｍはクランク角θ（回転数）より求める。これにより、上記式９から熱伝達率ｈが求まる。 In the above equation 9, P is calculated by assuming that the pressure Ps of the surge tank 20 at the intake bottom dead center is Ps = in-cylinder pressure and polytropic change PV m = const. The in-cylinder temperature Tf is obtained from the equation of state. The piston speed cm is obtained from the crank angle θ (rotation speed). As a result, the heat transfer coefficient h can be obtained from Equation 9 above.

壁温Ｔｓは水温と同じとする。筒内表面積Ｓは、クランク角θより求まる。下記式より熱伝達量Ｑが求まる。
Ｑ＝ｈ（Ｔｆ−Ｔｓ）×Ｓ The wall temperature Ts is the same as the water temperature. The in-cylinder surface area S is obtained from the crank angle θ. The heat transfer amount Q is obtained from the following equation.
Q = h (Tf−Ts) × S

次に、図１７を参照して、第４実施形態の制御フローについて説明する。本制御フローは、所定のクランク角θ毎に実行される。   Next, the control flow of the fourth embodiment will be described with reference to FIG. This control flow is executed for each predetermined crank angle θ.

ステップＳ４０１〜ステップＳ４０２は、図１のステップＳ１０１〜ステップＳ１０２と共通であるため、その説明を省略する。   Steps S401 to S402 are the same as steps S101 to S102 in FIG.

［ステップＳ４０３］
ステップＳ４０３では、エンジンＥＣＵ６により、クランク角θがＩＶＣ以上ＴＤＣ以下であるか否かが判定される。その判定の結果、クランク角θがＩＶＣ以上ＴＤＣ以下である場合には、ステップＳ４０４に進み、そうでない場合には、本制御フローは終了する。 [Step S403]
In step S403, the engine ECU 6 determines whether or not the crank angle θ is not less than IVC and not more than TDC. As a result of the determination, if the crank angle θ is not less than IVC and not more than TDC, the process proceeds to step S404, and if not, the control flow ends.

［ステップＳ４０４］
ステップＳ４０４では、エンジンＥＣＵ６により、クランク角θがＩＶＣであるか否かが判定される。その判定の結果、クランク角θがＩＶＣである場合には、ステップＳ４０５に進み、そうでない場合には、ステップＳ４０６に進む。 [Step S404]
In step S404, the engine ECU 6 determines whether or not the crank angle θ is IVC. As a result of the determination, if the crank angle θ is IVC, the process proceeds to step S405, and if not, the process proceeds to step S406.

［ステップＳ４０５］
ステップＳ４０５では、エンジンＥＣＵ６により、ポリトロープ変化を仮定し、ＩＶＣからＴＤＣまでの筒内圧Ｐが求められ、状態方程式により筒内の温度Ｔｆが算出される。また、前回の制御フローで求めた熱伝達量Ｑがクリアされる。 [Step S405]
In step S405, the engine ECU 6 assumes a polytropic change, obtains the in-cylinder pressure P from IVC to TDC, and calculates the in-cylinder temperature Tf from the state equation. Further, the heat transfer amount Q obtained in the previous control flow is cleared.

［ステップＳ４０６］
ステップＳ４０６では、エンジンＥＣＵ６により、サンプル時間ΔＴｓを求めるとともに、そのときのクランクの回転数によりピストン速度ｃｍが求められる。ステップＳ４０６の次に、ステップＳ４０７が行われる。 [Step S406]
In step S406, the engine ECU 6 obtains the sample time ΔTs and obtains the piston speed cm from the crank rotation speed at that time. Following step S406, step S407 is performed.

［ステップＳ４０７］
ステップＳ４０７では、エンジンＥＣＵ６により、上記式９及び下記式１０により、前回の制御フローの実行時期から今回の実行時期までの間の熱伝達量ΔＱが算出される。前述の通り、クランク角θがＩＶＣ〜ＴＤＣまでの熱伝導率ｈは、上記式９のモデル式から求められる。上記式９において、Ｐについては吸気下死点でのサージタンク２０の圧力Ｐｓ＝筒内圧と仮定し、ポリトロープ変化ＰＶm＝ｃｏｎｓｔを仮定し、算出する。筒内の温度Ｔｆは、状態方程式により求める。ピストン速度ｃｍはクランク角θ（回転数）より求める。また、下記式１０において、壁温Ｔｓは水温と同じとする。筒内表面積Ｓは、クランク角θより求まる。ステップＳ４０７の次に、ステップＳ４０８が実行される。 [Step S407]
In step S407, the engine ECU 6 calculates the heat transfer amount ΔQ from the previous execution time of the control flow to the current execution time by the above equation 9 and the following equation 10. As described above, the thermal conductivity h when the crank angle θ is from IVC to TDC can be obtained from the model equation of the above equation 9. In the above equation 9, P is calculated by assuming that the pressure Ps of the surge tank 20 at the intake bottom dead center Ps = in-cylinder pressure, and assuming that the polytropic change PV m = const. The in-cylinder temperature Tf is obtained from the equation of state. The piston speed cm is obtained from the crank angle θ (rotation speed). In the following formula 10, the wall temperature Ts is the same as the water temperature. The in-cylinder surface area S is obtained from the crank angle θ. Following step S407, step S408 is executed.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

［ステップＳ４０８］
ステップＳ４０８では、エンジンＥＣＵ６により、熱伝達量Ｑが算出される。下記式１１に示されるように、ΔＱが加算される。本制御フローは、所定のクランク角θ毎に実行されることから、クランク角θがＩＶＣ〜ＴＤＣ間の熱伝達量Ｑが算出される。ステップＳ４０８の次に、ステップＳ４０９が実行される。 [Step S408]
In step S408, the heat transfer amount Q is calculated by the engine ECU 6. As shown in the following formula 11, ΔQ is added. Since this control flow is executed for each predetermined crank angle θ, the heat transfer amount Q between the crank angle θ and IVC to TDC is calculated. Following step S408, step S409 is executed.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

［ステップＳ４０９］
ステップＳ４０９では、エンジンＥＣＵ６により、クランク角θがＴＤＣであるか否かが判定される。その判定の結果、クランク角θがＴＤＣである場合には、ステップＳ４１０に進み、そうでない場合には、本制御フローは終了する。 [Step S409]
In step S409, the engine ECU 6 determines whether or not the crank angle θ is TDC. As a result of the determination, if the crank angle θ is TDC, the process proceeds to step S410, and if not, the control flow ends.

ステップＳ４１０からステップＳ４１２は、図１のステップＳ１１１からステップＳ１１３と共通であるため、その説明を省略する。   Steps S410 to S412 are the same as steps S111 to S113 in FIG.

第４実施形態によれば、熱伝達量Ｑが、第１実施形態のように断熱圧縮と仮定したときの仕事Ｗｉと実際の仕事Ｗｒとの差分として求められるのではなく、熱伝達率ｈから直接的に求められる。   According to the fourth embodiment, the heat transfer amount Q is not obtained as the difference between the work Wi and the actual work Wr when assuming adiabatic compression as in the first embodiment, but from the heat transfer coefficient h. Directly required.

次に、図１８を参照して、第５実施形態について説明する。第５実施形態において、上記実施形態と共通する部分についての説明は省略する。第５実施形態において、内燃機関及びその制御装置の構成については、上記第１実施形態と同様である。   Next, a fifth embodiment will be described with reference to FIG. In the fifth embodiment, descriptions of parts common to the above embodiment are omitted. In the fifth embodiment, the configurations of the internal combustion engine and its control device are the same as those in the first embodiment.

前述の通り、筒内の状態は、内燃機関（各気筒毎）の実際の運転状態や製造ばらつきや経年変化に応じて変化するが、そのような筒内の状態を示すパラメータとして、圧縮比が挙げられる。   As described above, the in-cylinder state changes according to the actual operating state of the internal combustion engine (for each cylinder), manufacturing variations, and secular change. As a parameter indicating the in-cylinder state, the compression ratio is Can be mentioned.

上記特許文献３及び特許文献４に記載されているように、従来より、各気筒の圧縮比ばらつきに応じて、燃料噴射量が制御されている。しかしながら、圧縮比に基づく内燃機関の運転に関するパラメータの制御技術としては、上記特許文献３又は特許文献４に記載された技術は、いずれも不十分であり、以下の問題がある。   As described in Patent Document 3 and Patent Document 4, the fuel injection amount is conventionally controlled according to the variation in the compression ratio of each cylinder. However, any of the techniques described in Patent Document 3 or Patent Document 4 is insufficient as a parameter control technique related to the operation of the internal combustion engine based on the compression ratio, and has the following problems.

上記特許文献３の技術では、各気筒間のエンジン回転数差より圧縮比のばらつき（相対値）が求められる。そのため、上記特許文献３の技術によれば、圧縮比の絶対値は求められず、全気筒の圧縮比が一様に悪化したときには、その圧縮比の変化が検出できないという問題がある。   In the technique of Patent Document 3, the variation (relative value) of the compression ratio is obtained from the difference in engine speed between the cylinders. Therefore, according to the technique of Patent Document 3, the absolute value of the compression ratio cannot be obtained, and when the compression ratios of all the cylinders deteriorate uniformly, there is a problem that a change in the compression ratio cannot be detected.

ＨＯＴ時とＣＯＬＤ時では、ピストンの膨張状態などが変化し、圧縮漏れの状態が変化する。ところが、上記特許文献４の技術では、エンジンの組付時の測定値に基づいて圧縮比ばらつきを検出するのみであり、実際の運転状態による圧縮比（圧縮漏れ）の状態の変化が考慮されておらず、正確な圧縮比が求められないという問題がある。また、圧縮比は、内燃機関の経年変化に起因して変化するが、上記特許文献４の技術では、経年変化による圧縮比の変化に対応することができない。   During HOT and COLD, the expansion state of the piston changes and the compression leakage state changes. However, in the technique of Patent Document 4 described above, only the compression ratio variation is detected based on the measured value when the engine is assembled, and the change in the compression ratio (compression leakage) state due to the actual operating state is taken into consideration. There is a problem that an accurate compression ratio is not required. In addition, the compression ratio changes due to the secular change of the internal combustion engine, but the technique of Patent Document 4 cannot cope with the change of the compression ratio due to the secular change.

実圧縮比は、気筒に対する熱伝達の影響によっても変化する。しかしながら、上記特許文献３及び特許文献４の技術ではいずれも、その伝熱影響が考慮されていないため、例えば暖機時の圧縮比の正確な値が検出できないという問題がある。   The actual compression ratio also changes due to the effect of heat transfer on the cylinder. However, the techniques of Patent Document 3 and Patent Document 4 do not take into account the effect of heat transfer, and thus there is a problem that, for example, an accurate value of the compression ratio during warm-up cannot be detected.

上記のことから、圧縮比に応じて、内燃機関の運転に関するパラメータが制御されて、内燃機関が好適な条件で運転されることが望まれる。この点に関し、上記特許文献には、上記圧縮比を考慮した好適な条件で内燃機関を運転する方法については何ら開示されていない。   From the above, it is desired that the parameters relating to the operation of the internal combustion engine are controlled according to the compression ratio and the internal combustion engine is operated under suitable conditions. In this regard, the above-mentioned patent document does not disclose any method for operating the internal combustion engine under suitable conditions considering the compression ratio.

第５実施形態の目的は、圧縮比を正確に求め、その圧縮比に応じて、内燃機関の運転に関するパラメータが制御される内燃機関の制御装置を提供することである。   An object of the fifth embodiment is to provide a control device for an internal combustion engine in which a compression ratio is accurately obtained and parameters relating to the operation of the internal combustion engine are controlled according to the compression ratio.

第５実施形態では、実圧縮比が求められ、その実圧縮比に基づいて、点火時期が制御される。上記の通り、点火時期は、エンジン回転数Ｎｅと負荷ＫＬ（空気量）に基づいて制御され、その空気量は、エアフローメータ２３又は吸気圧センサ２６の計測結果に基づいて検出される。ここで、実圧縮比が低下すると、燃焼時の燃焼室１４内の空気量が、エアフローメータ２３又は吸気圧センサ２６の計測結果に基づいて検出された空気量よりも少ない状態となるため、適正な点火時期の制御が行えない。   In the fifth embodiment, the actual compression ratio is obtained, and the ignition timing is controlled based on the actual compression ratio. As described above, the ignition timing is controlled based on the engine speed Ne and the load KL (air amount), and the air amount is detected based on the measurement result of the air flow meter 23 or the intake pressure sensor 26. Here, when the actual compression ratio decreases, the amount of air in the combustion chamber 14 during combustion becomes less than the amount of air detected based on the measurement result of the air flow meter 23 or the intake pressure sensor 26. Ignition timing cannot be controlled.

実圧縮比の低下には、二つの理由が考えられる。その一つは、筒内のガスからの熱伝達（放熱）により筒内温度が低下することに伴い、筒内圧が低下することである。もう一つは、圧縮漏れ（ピストンリングとシリンダ壁との間からの漏れ、及び吸排気弁とシリンダヘッドとの間からの漏れを含む）により、筒内圧が低下することである。   There are two possible reasons for the decrease in the actual compression ratio. One of them is that the in-cylinder pressure decreases as the in-cylinder temperature decreases due to heat transfer (heat radiation) from the gas in the cylinder. The other is that the in-cylinder pressure decreases due to compression leakage (including leakage from between the piston ring and the cylinder wall and leakage from between the intake and exhaust valves and the cylinder head).

実圧縮比の低下が実際に生じたときに、その原因が上記二つの理由のうちのいずれであるかを特定すること、又は、上記二つの理由のいずれもが原因であるとしてそれぞれの影響の割合を特定することは難しい。但し、実圧縮比の低下の原因が上記二つの理由のいずれであれ、また、その影響の割合がどうであれ、実圧縮比の低下量に応じて、本実施形態の内燃機関の制御において行うべき内容（本例では点火時期の補正量）に変わりはない。   When the actual reduction in compression ratio actually occurs, specify which of the above two reasons is the cause, or whether both of the above two reasons are the cause. It is difficult to specify the ratio. However, regardless of the cause of the decrease in the actual compression ratio for any of the above two reasons, and the ratio of the influence, it is performed in the control of the internal combustion engine of the present embodiment according to the amount of decrease in the actual compression ratio. There is no change in what should be done (in this example, the correction amount of the ignition timing).

このことから、実圧縮比の低下が検出されたときには、その原因が全て熱伝達量Ｑにある（つまり圧縮漏れは生じていない）とみなして（仮定・置き換え）、その熱伝達量Ｑ（ないし、熱伝達量Ｑとみなした熱伝達相当量Ｑ）に応じて、内燃機関の制御を行うことができる。   From this, when a decrease in the actual compression ratio is detected, it is assumed that all the causes are in the heat transfer amount Q (that is, there is no compression leakage) (assumed and replaced), and the heat transfer amount Q (or The internal combustion engine can be controlled according to the heat transfer equivalent amount Q) regarded as the heat transfer amount Q.

上記のことから、第５実施形態では、実圧縮比を求め、その実圧縮比（と互いに異なる筒内容積の比から求められる幾何学的な圧縮比との偏差）に基づいて、上記第１〜第４実施形態と同様に、熱伝達量Ｑを求め、その熱伝達量Ｑに基づいて、点火時期の制御が行われる。上記の通り、第５実施形態では、実圧縮比の低下に対し、圧縮漏れの影響は考慮しない。   From the above, in the fifth embodiment, the actual compression ratio is obtained, and based on the actual compression ratio (and the deviation from the geometric compression ratio obtained from the ratio of the in-cylinder volumes different from each other), Similarly to the fourth embodiment, the heat transfer amount Q is obtained, and the ignition timing is controlled based on the heat transfer amount Q. As described above, in the fifth embodiment, the influence of the compression leakage is not considered for the decrease in the actual compression ratio.

なお、上記と同様に、上記第１〜第４実施形態では、断熱圧縮と仮定したときの仕事Ｗｉと実仕事Ｗｒとの差には、圧縮漏れの影響が無く、全て熱伝達の影響によるものと捉えて、両仕事Ｗｉ、Ｗｒの差＝熱伝達量Ｑであるとみなしているという見方ができる。この場合にも、両仕事Ｗｉ、Ｗｒの差が、圧縮漏れ及び熱伝達のいずれに起因するものであれ、また、その影響の割合がどうであれ、両仕事Ｗｉ、Ｗｒの差に応じて、本実施形態の内燃機関の制御において行うべき内容に変わりはない。   Similarly to the above, in the first to fourth embodiments, the difference between the work Wi and the actual work Wr when assuming the adiabatic compression is not affected by the compression leakage, and is all due to the influence of the heat transfer. It can be considered that the difference between the two works Wi and Wr is equal to the heat transfer amount Q. In this case as well, regardless of the difference between the two works Wi and Wr, regardless of whether the difference between the two works Wi and Wr is due to either compression leakage or heat transfer, and the ratio of the influences, There is no change in the contents to be performed in the control of the internal combustion engine of the present embodiment.

以下、図１８を参照して、第５実施形態の制御方法について説明する。図１８は、圧縮比に応じて点火時期を制御する方法を示すフローチャートである。   Hereinafter, the control method of the fifth embodiment will be described with reference to FIG. FIG. 18 is a flowchart showing a method for controlling the ignition timing in accordance with the compression ratio.

［ステップＳ５０１］
ステップＳ５０１では、クランクポジションセンサ６１により、クランク角（ＣＡ）θが計測される。その計測結果は、クランクポジションセンサ６１からエンジンＥＣＵ６に送られる。ステップＳ５０１の次に、ステップＳ５０２が行われる。 [Step S501]
In step S501, the crank position sensor 61 measures the crank angle (CA) θ. The measurement result is sent from the crank position sensor 61 to the engine ECU 6. Following step S501, step S502 is performed.

［ステップＳ５０２］
ステップＳ５０２では、エンジンＥＣＵ６により、燃料カット（Ｆ／Ｃ）状態か否かが判定される。即ち、内燃機関１の運転中に燃料供給を停止する制御（フューエルカット）が実行中であるか否かが判定される。ステップＳ５０２の判定の結果、燃料カット状態であれば、ステップＳ５０３に進む。一方、ステップＳ５０２の判定の結果、燃料カット状態ではない場合には、本制御フローは終了する。 [Step S502]
In step S502, the engine ECU 6 determines whether or not a fuel cut (F / C) state is set. That is, it is determined whether or not a control (fuel cut) for stopping the fuel supply during the operation of the internal combustion engine 1 is being executed. If the result of determination in step S502 is a fuel cut state, the process proceeds to step S503. On the other hand, if the result of determination in step S <b> 502 is not a fuel cut state, this control flow ends.

ステップＳ５０２に示すように、燃料カット状態において本制御が行われる理由は、上記第１実施形態で述べた通りである。なお、ステップＳ５０２は、筒内圧の算出結果の精度を向上させるものであるが、仮にステップＳ５０２が実施されなくても、本制御により実圧縮比に応じた点火時期の補正を好適に行うことが可能である。よって、燃料カット状態ではない場合に本実施形態の制御が実行されることができる。   As shown in step S502, the reason why this control is performed in the fuel cut state is as described in the first embodiment. Note that step S502 is to improve the accuracy of the calculation result of the in-cylinder pressure, but even if step S502 is not performed, the ignition timing can be suitably corrected according to the actual compression ratio by this control. Is possible. Therefore, the control of this embodiment can be executed when the fuel cut state is not reached.

［ステップＳ５０３］
ステップＳ５０３では、エンジンＥＣＵ６により、クランク角θが、吸気バルブ１６の閉弁開始時に対応する角度（ＩＶＣ）であるか否かが判定される。ここで、クランク角θがＩＶＣであるとは、吸気行程終了時の吸気バルブ１６が閉じた時点に対応し、その時点以降、筒内が他の系から閉じた系になる。筒内が閉じた系であれば、外部からの影響を最小限に抑制するすることが可能となる。 [Step S503]
In step S503, the engine ECU 6 determines whether or not the crank angle θ is an angle (IVC) corresponding to the start of closing of the intake valve 16. Here, the crank angle θ being IVC corresponds to the time when the intake valve 16 is closed at the end of the intake stroke, and after that time, the cylinder is closed from the other system. If the system is closed in the cylinder, it is possible to suppress external influences to a minimum.

ステップＳ５０３のクランク角θは、本制御で圧縮比を求める際の対象期間の開始時に対応したものである。ステップＳ５０３において、クランク角θがＩＶＣである時点とした理由は、以下の通りである。即ち、後述するステップＳ５０９において、実圧縮比εrを算出する際の、計算の対象となる時間帯をなるべく大きく設定して、実圧縮比εrを求める際の精度を向上させるためである。このステップＳ５０３のクランク角θは、ＩＶＣに限定される必要は無く、ＩＶＣよりも時間的に後の設定された角度であることができる。ステップＳ５０３のクランク角θは、筒内が閉じた系とされている状態であって、膨張行程前のＴＤＣ（上死点）に対応する角度よりも時間的に前の角度であることができる。 The crank angle θ in step S503 corresponds to the start of the target period when obtaining the compression ratio in this control. In step S503, the reason why the crank angle θ is IVC is as follows. That is, in step S509 to be described later, when calculating the actual compression ratio epsilon r, a time zone to be calculated and set as large as possible, in order to improve the accuracy in determining the actual compression ratio epsilon r. The crank angle θ in step S503 does not need to be limited to IVC, and can be a set angle later in time than IVC. The crank angle θ in step S503 is a state in which the inside of the cylinder is closed, and can be an angle earlier in time than the angle corresponding to the TDC (top dead center) before the expansion stroke. .

ステップＳ５０３の判定の結果、クランク角θがＩＶＣであれば、ステップＳ５０４に進む。一方、クランク角θがＩＶＣではない場合には、ステップＳ５０５に進む。   If the result of determination in step S503 is that the crank angle θ is IVC, processing proceeds to step S504. On the other hand, if the crank angle θ is not IVC, the process proceeds to step S505.

［ステップＳ５０４］
クランク角θがＩＶＣである場合（ステップＳ５０３−Ｙ）に、ステップＳ５０４では、筒内圧センサ１５により筒内圧Ｐｉｖｃが計測される。その計測値は、エンジンＥＣＵ６に送られ、エンジンＥＣＵ６にて保存される。ステップＳ５０４の次に、本制御フローは終了する。 [Step S504]
When the crank angle θ is IVC (step S503-Y), the in-cylinder pressure Pivc is measured by the in-cylinder pressure sensor 15 in step S504. The measured value is sent to the engine ECU 6 and stored in the engine ECU 6. Following step S504, the control flow ends.

［ステップＳ５０５］
クランク角θがＩＶＣではない場合（ステップＳ５０３−Ｎ）に、ステップＳ５０５では、エンジンＥＣＵ６により、クランク角θが膨張行程前のＴＤＣであるか否かが判定される。その判定の結果、クランク角θがＴＤＣである場合に、ステップＳ５０６が実行され、そうでない場合には、本制御フローは終了する。 [Step S505]
When the crank angle θ is not IVC (step S503-N), in step S505, the engine ECU 6 determines whether or not the crank angle θ is TDC before the expansion stroke. As a result of the determination, when the crank angle θ is TDC, step S506 is executed. Otherwise, the control flow ends.

［ステップＳ５０６］
ステップＳ５０６では、筒内圧センサ１５により筒内圧Ｐｔｄｃが計測される。その計測値は、エンジンＥＣＵ６に送られ、エンジンＥＣＵ６にて保存される。上記のように、ステップＳ５０１〜Ｓ５０６にて、燃料カット時の同一サイクルのＩＶＣ時とＴＤＣ時での筒内圧（Ｐｉｖｃ、Ｐｔｄｃ）が取得される。ステップＳ５０６の次に、ステップＳ５０７が行われる。 [Step S506]
In step S506, the in-cylinder pressure Ptdc is measured by the in-cylinder pressure sensor 15. The measured value is sent to the engine ECU 6 and stored in the engine ECU 6. As described above, in steps S501 to S506, in-cylinder pressures (Pivc, Ptdc) at the time of IVC and TDC of the same cycle at the time of fuel cut are acquired. Following step S506, step S507 is performed.

［ステップＳ５０７］
ステップＳ５０７では、エンジン回転数Ｎｅと、負荷ＫＬが計測される。エンジン回転数Ｎｅは、クランクポジションセンサ６１の検出結果に基づいて計測される。負荷ＫＬは、エアフローメータ２３又は吸気圧センサ２６の検出結果に基づいて計測される。ステップＳ５０７の次に、ステップＳ５０８が行われる。 [Step S507]
In step S507, the engine speed Ne and the load KL are measured. The engine speed Ne is measured based on the detection result of the crank position sensor 61. The load KL is measured based on the detection result of the air flow meter 23 or the intake pressure sensor 26. Following step S507, step S508 is performed.

［ステップＳ５０８］
ステップＳ５０８では、エンジンＥＣＵ６により、幾何学的に求まる圧縮比εoが算出される。幾何学的に求まる圧縮比εoとは、内燃機関１の設計段階の状態、理想状態、ないしは熱伝達（又は圧縮漏れ）がない状態での圧縮比である。エンジンＥＣＵ６では、ＩＶＣ時とＴＤＣ時のそれぞれのクランク角θにより、ＩＶＣ時とＴＤＣ時の筒内の体積（Ｖｉｖｃ、Ｖｔｄｃ）が求められ、以下の式１２により幾何学的に求まる圧縮比εoが算出される。ステップＳ５０８の次には、ステップＳ５０９が実行される。 [Step S508]
In step S508, the engine ECU 6 calculates a geometrically determined compression ratio ε o . The geometrically determined compression ratio ε o is a compression ratio in the state of the internal combustion engine 1 in the design stage, in an ideal state, or in a state where there is no heat transfer (or compression leakage). The engine ECU 6 obtains the volume (Vivc, Vtdc) in the cylinder at the time of IVC and TDC by the respective crank angles θ at the time of IVC and TDC, and the compression ratio ε o obtained geometrically by the following equation 12 Is calculated. Following step S508, step S509 is executed.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

［ステップＳ５０９］
ステップＳ５０９では、エンジンＥＣＵ６により、ＩＶＣ時からＴＤＣ時までの実圧縮比εrが以下の式１３により算出される。但し、ここでは、吸排気バルブ１６、１７が閉じている間は断熱圧縮と仮定している。ステップＳ５０９の次に、ステップＳ５１０が実行される。 [Step S509]
In step S509, the engine ECU 6 calculates the actual compression ratio ε r from IVC time to TDC time by the following equation (13). However, here, it is assumed that adiabatic compression is performed while the intake and exhaust valves 16 and 17 are closed. Following step S509, step S510 is executed.

Figure 2005140054
Figure 2005140054

［ステップＳ５１０］
ステップＳ５１０では、エンジンＥＣＵ６により、点火時期補正量ｄＳＡが算出される。エンジンＥＣＵ６では、上記ステップＳ５０８で求めた圧縮比εoと、上記ステップＳ５０９で求めた実圧縮比εrとの差、上記ステップＳ５０７で計測されたエンジン回転数Ｎｅ、負荷ＫＬに基づいて、点火時期補正量ｄＳＡが算出される。ステップＳ５１０の次に、ステップＳ５１１が行われる。 [Step S510]
In step S510, the engine ECU 6 calculates an ignition timing correction amount dSA. The engine ECU 6 performs ignition based on the difference between the compression ratio ε o obtained in step S508 and the actual compression ratio ε r obtained in step S509, the engine speed Ne measured in step S507, and the load KL. A timing correction amount dSA is calculated. Following step S510, step S511 is performed.

［ステップＳ５１１］
ステップＳ５１１では、エンジンＥＣＵ６により、基本点火時期に、上記点火時期補正量ｄＳＡを加えたものが最終点火時期として決定される。 [Step S511]
In step S511, the engine ECU 6 determines the basic ignition timing plus the ignition timing correction amount dSA as the final ignition timing.

第５実施形態によれば、内燃機関が運転中の筒内圧から実圧縮比を求めることができ、実圧縮比のばらつき、経年変化に対応した実圧縮比を求めることにより、最適な点火時期を設定することができ、ノッキングの抑制、出力の向上が可能である。また、第５実施形態は、各気筒毎に行われることが可能である。   According to the fifth embodiment, the actual compression ratio can be obtained from the in-cylinder pressure during operation of the internal combustion engine, and the optimum ignition timing is determined by obtaining the actual compression ratio corresponding to the variation in the actual compression ratio and the secular change. It can be set, and knocking can be suppressed and output can be improved. Further, the fifth embodiment can be performed for each cylinder.

また、上記においては、実圧縮比εrが算出されるに際して、クランク角θがＩＶＣのときとＴＤＣのときの２点にて、それぞれ筒内圧Ｐｉｖｃ、Ｐｔｄｃが計測されたが、筒内圧が計測される２点は、クランク角θがＩＶＣ及びＴＤＣのときに限定されるものではない。筒内容積が異なる２点であれば、筒内圧が計測されるタイミングは、いずれの時点の２点であってもよい。その筒内圧が計測される２点は、クランク角θが、ＩＶＣから、排気バルブ１７が開とされる時点に対応する角度までの期間の中から選択されることができる。 In the above description, when the actual compression ratio ε r is calculated, the in-cylinder pressures Pivc and Ptdc are measured at two points when the crank angle θ is IVC and TDC, respectively. These two points are not limited to when the crank angle θ is IVC and TDC. As long as the in-cylinder volume is two different points, the timing at which the in-cylinder pressure is measured may be two points at any time. The two points at which the in-cylinder pressure is measured can be selected from the period from the crank angle θ to the angle corresponding to the time point when the exhaust valve 17 is opened from IVC.

なお、図１８に示す本制御フローは、クランク角θがＩＶＣのときとＴＤＣのときの２点にて、それぞれ筒内圧Ｐｉｖｃ、Ｐｔｄｃが計測されるタイミングで実行されれば足りるが、所定のクランク角θ毎に実行されることもできる。所定のクランク角θ毎に実行された方がクランク角θがＩＶＣのときとＴＤＣのときの２点での計測結果を（それらの前後のクランク角θのときの計測結果を含む中から）より確実に得ることができ、誤差が少ない状態で実圧縮比に対する点火時期補正を適切に行うことが可能である。   It is sufficient if the control flow shown in FIG. 18 is executed at the timing at which the in-cylinder pressures Pivc and Ptdc are measured at two points when the crank angle θ is IVC and TDC, respectively. It can also be executed for each angle θ. If the crank angle θ is executed at every predetermined crank angle θ, the measurement results at two points when the crank angle θ is IVC and TDC (from the inside including the measurement results at the crank angle θ before and after them) are as follows. Thus, the ignition timing can be appropriately corrected with respect to the actual compression ratio with a small error.

第５実施形態の上記の説明においては、実圧縮比の低下は、全て熱伝達による筒内温度の低下に起因するものと捉え、圧縮漏れに起因するものとは捉えていない。一方、ここで、第５実施形態の上記制御フローは、上記説明と反対に、実圧縮比の低下は熱伝達による筒内温度の低下に起因するものとは捉えずに、全て圧縮漏れに起因するものと捉え、実圧縮比εrと筒内容積比から求めた圧縮比εoとの偏差として、圧縮漏れの量を検出するものであると考えることも可能である。 In the above description of the fifth embodiment, the decrease in the actual compression ratio is all considered to be due to the decrease in the in-cylinder temperature due to heat transfer, and is not considered to be due to the compression leakage. On the other hand, in the control flow of the fifth embodiment, on the other hand, contrary to the above description, the decrease in the actual compression ratio is not attributed to the decrease in the in-cylinder temperature due to heat transfer. It can be considered that the amount of compression leakage is detected as a deviation between the actual compression ratio ε r and the compression ratio ε o obtained from the in-cylinder volume ratio.

例えば、内燃機関の運転時に、実圧縮比は実験時の値よりも低いが、そのときの熱伝達量は実験時の値と同じである場合には、その実圧縮比の低下した理由は、もっぱら圧縮漏れのみにあるということになる。このケースでは、上記第５実施形態の制御フローにより、圧縮漏れの量が検出されることになる。   For example, when the internal combustion engine is operating, the actual compression ratio is lower than the experimental value. It means that there is only compression leakage. In this case, the amount of compression leakage is detected by the control flow of the fifth embodiment.

上記ケースでは、事実上、実圧縮比εrと圧縮比εoとの偏差が熱伝達量に対応しているわけではない。但し、このケースにおいても、第５実施形態の制御フローに従い、実圧縮比εr（と筒内容積比から求めた圧縮比εoとの偏差）に基づいて、点火時期を制御するに際しては、上述した、上記偏差が熱伝達量Ｑに対応しているとみなした場合（及び、現実に熱伝達の影響により上記偏差が生じている場合）と比べて、制御内容（ステップＳ５１０及びステップＳ５１１）に変わりがない。 In the above case, in fact, the deviation between the actual compression ratio ε r and the compression ratio ε o does not correspond to the heat transfer amount. However, also in this case, according to the control flow of the fifth embodiment, when controlling the ignition timing based on the actual compression ratio ε r (and the deviation from the compression ratio ε o obtained from the in-cylinder volume ratio), Compared to the above-described case where the deviation corresponds to the heat transfer amount Q (and the case where the deviation actually occurs due to the influence of heat transfer), the control content (steps S510 and S511). There is no change.

また、ここで述べたように、“実圧縮比の低下は熱伝達による筒内温度の低下に起因するものとは捉えずに、全て圧縮漏れに起因するものと捉えた場合”において、実際には、実圧縮比に熱伝達の影響が反映されている場合の取り扱いについて説明する。   In addition, as described here, in the case where “the decrease in the actual compression ratio is not considered to be caused by the drop in the in-cylinder temperature due to heat transfer, but is considered to be caused by the compression leakage”, Explains the handling when the effect of heat transfer is reflected in the actual compression ratio.

上記のように、第５実施形態では、（実際の熱伝達量の影響が反映済みの）実圧縮比に基づいて（熱伝達の影響の有無／大小を考慮することなく）点火時期が補正されるので、この場合には、結果として、補正後の点火時期に、熱伝達の影響が反映される。即ち、気筒に関する伝熱の影響により実圧縮比は変化するが、第５実施形態では、その伝熱の影響による変化の後の実圧縮比が求められ、その実圧縮比に基づいて、点火時期が制御される。これにより、結果として、気筒に対する伝熱の問題が解消されるような点火時期の制御が行われる。   As described above, in the fifth embodiment, the ignition timing is corrected (without considering the presence / absence / intensity of the influence of the heat transfer) based on the actual compression ratio (the influence of the actual heat transfer amount has been reflected). Therefore, in this case, as a result, the influence of heat transfer is reflected in the corrected ignition timing. That is, although the actual compression ratio changes due to the heat transfer effect on the cylinder, in the fifth embodiment, the actual compression ratio after the change due to the heat transfer effect is obtained, and the ignition timing is determined based on the actual compression ratio. Be controlled. As a result, the ignition timing is controlled so as to eliminate the problem of heat transfer to the cylinder.

次に、図１９を参照して、第５実施形態の変形例について説明する。本変形例において、上記第５実施形態と共通する部分についての説明は省略する。   Next, a modification of the fifth embodiment will be described with reference to FIG. In this modification, the description of the parts common to the fifth embodiment is omitted.

本変形例では、筒内温度が温度センサ（図示せず）で計測され、その計測された筒内温度に基づいて、筒内圧が算出される。本変形例では、断熱圧縮と仮定して、筒内温度から筒内圧が算出される。   In this modification, the in-cylinder temperature is measured by a temperature sensor (not shown), and the in-cylinder pressure is calculated based on the measured in-cylinder temperature. In this modification, the in-cylinder pressure is calculated from the in-cylinder temperature, assuming adiabatic compression.

図１９は、本変形例の制御方法を示すフローチャートである。図１９において、図１８と異なる点は、ステップＳ６０４ａと６０６ａのみである。図１８のステップＳ５０４では、筒内圧Ｐｉｖｃが筒内圧センサ１５により計測されたのに対し、図１９のステップＳ６０４ａでは、筒内温度Ｔが温度センサで計測され、その筒内温度Ｔと状態方程式（Ｐ＝ＧＲＴ／Ｖ）から筒内圧Ｐｉｖｃが算出される。また、図１８のステップＳ５０６では、筒内圧Ｐｔｄｃが筒内圧センサ１５により計測されたのに対し、図１９のステップＳ６０６ａでは、筒内温度Ｔが温度センサで計測され、その筒内温度Ｔと状態方程式（Ｐ＝ＧＲＴ／Ｖ）から筒内圧Ｐｔｄｃが算出される。ステップＳ６０４ａ、Ｓ６０６ａにて算出された筒内圧Ｐｉｖｃ、Ｐｔｄｃは、上記第５実施形態と同様に、実圧縮比εrの算出に使用される（ステップＳ５０９）。 FIG. 19 is a flowchart showing the control method of this modification. 19 is different from FIG. 18 only in steps S604a and 606a. In step S504 in FIG. 18, the in-cylinder pressure Pivc is measured by the in-cylinder pressure sensor 15, whereas in step S604a in FIG. 19, the in-cylinder temperature T is measured by the temperature sensor, and the in-cylinder temperature T and the state equation ( In-cylinder pressure Pivc is calculated from P = GRT / V). Further, in step S506 of FIG. 18, the in-cylinder pressure Ptdc is measured by the in-cylinder pressure sensor 15, whereas in step S606a of FIG. 19, the in-cylinder temperature T is measured by the temperature sensor, and the in-cylinder temperature T and the state The in-cylinder pressure Ptdc is calculated from the equation (P = GRT / V). The in-cylinder pressures Pivc and Ptdc calculated in steps S604a and S606a are used to calculate the actual compression ratio ε r as in the fifth embodiment (step S509).

上記状態方程式において、質量（Ｇ）は、エアフローメータ２３により計測される。この質量（Ｇ）を直接計測する方法に代えて、吸気圧センサ２６により計測された吸気管２の圧力から、状態方程式より質量（Ｇ）が算出されることができる。又は、筒内圧センサ１５により計測された吸気下死点の筒内圧＝吸気管２の圧力であるとして、状態方程式より質量（Ｇ）が算出されることができる。
また、容積（Ｖ）は、クランクポジションセンサ６１により検出されたクランク角θにより算出されることができる。 In the state equation, the mass (G) is measured by the air flow meter 23. Instead of directly measuring the mass (G), the mass (G) can be calculated from the state equation from the pressure of the intake pipe 2 measured by the intake pressure sensor 26. Alternatively, the mass (G) can be calculated from the state equation, assuming that the in-cylinder pressure at the intake bottom dead center measured by the in-cylinder pressure sensor 15 = the pressure in the intake pipe 2.
Further, the volume (V) can be calculated from the crank angle θ detected by the crank position sensor 61.

本変形例によれば、上記第５実施形態と同様の効果を奏することができる。本変形例では、断熱圧縮と仮定して、筒内温度から筒内圧を算出するため、筒内圧を計測する必要はない。   According to this modification, the same effects as those of the fifth embodiment can be achieved. In this modification, it is not necessary to measure the in-cylinder pressure because the in-cylinder pressure is calculated from the in-cylinder temperature on the assumption of adiabatic compression.

次に、図２０を参照して、第６実施形態について説明する。第６実施形態において、上記実施形態と共通する部分についての説明は省略する。   Next, a sixth embodiment will be described with reference to FIG. In the sixth embodiment, description of parts common to the above embodiment is omitted.

図２０において、ステップＳ７０１〜Ｓ７０９は、それぞれ図１８のステップＳ５０１〜Ｓ５０９と共通であるため、その説明を省略する。   In FIG. 20, steps S701 to S709 are the same as steps S501 to S509 of FIG.

［ステップＳ７１０］
ステップＳ７１０では、エンジンＥＣＵ６により、圧縮漏れの状態が検出される。エンジンＥＣＵ６は、ステップＳ７０８で算出された圧縮比εoと、ステップＳ７０９で算出された圧縮比εrとに基づいて、両者の差が大きいほど、熱伝達量Ｑないしは圧縮漏れが大きいとして、熱伝達ないしは圧縮漏れの状態を検出する。ここで、「熱伝達ないしは圧縮漏れ」とされるのは、上記第５実施形態で述べた理由からである。ステップＳ７１０の次には、ステップＳ７１１が行われる。 [Step S710]
In step S710, the engine ECU 6 detects the state of compression leakage. Based on the compression ratio ε o calculated in step S 708 and the compression ratio ε r calculated in step S 709, the engine ECU 6 determines that the heat transfer amount Q or the compression leakage increases as the difference between the two increases. Detects transmission or compression leak conditions. Here, the reason “heat transfer or compression leakage” is the reason described in the fifth embodiment. Following step S710, step S711 is performed.

［ステップＳ７１１］
ステップＳ７１１では、エンジンＥＣＵ６により、上記ステップＳ７１０にて検出された熱伝達ないしは圧縮漏れの状態を示す検出値が、予め設定された基準値よりも大きいか否かが判定される。ステップＳ７１１の判定の結果、熱伝達ないしは圧縮漏れの状態を示す検出値が基準値よりも大きい場合には、ステップＳ７１２が行われ、そうでない場合には、本制御フローは終了する。 [Step S711]
In step S711, the engine ECU 6 determines whether the detected value indicating the state of heat transfer or compression leakage detected in step S710 is greater than a preset reference value. As a result of the determination in step S711, if the detected value indicating the state of heat transfer or compression leakage is greater than the reference value, step S712 is performed, and if not, this control flow ends.

［ステップＳ７１２］
ステップＳ７１２では、エンジンＥＣＵ６により出力トルクを増大させる制御が行われる。ここで、ステップＳ７１２の制御（出力トルクを増大させるための制御）には、以下の五つの方法が考えられる。 [Step S712]
In step S712, the engine ECU 6 performs control to increase the output torque. Here, the following five methods are conceivable for the control in step S712 (control for increasing the output torque).

それらの五つの方法は、いずれも内燃機関１の運転に関するパラメータであり、ステップＳ７１２では、それぞれ一つの方法のみが行われてもよいし、複数の方法が組み合わされて行われてもよい。更に、以下の五つのパラメータのうちの少なくとも一つは、上記第１実施形態で述べた内燃機関１の運転に関するパラメータである、点火時期の補正とともに行われることができる。   All of these five methods are parameters relating to the operation of the internal combustion engine 1, and in step S712, only one method may be performed or a plurality of methods may be combined. Furthermore, at least one of the following five parameters can be performed together with the correction of the ignition timing, which is a parameter relating to the operation of the internal combustion engine 1 described in the first embodiment.

（１）燃料噴射量の制御
図１３に示すように、Ａ／Ｆ（空気量／燃料噴射量）は、所定値よりも小さくても大きくても、出力トルクが低下する傾向にある。この傾向に従って、ステップＳ７１２では、エンジンＥＣＵ６により、出力トルクを上昇させるＡ／Ｆとなるように、燃料噴射量が調整される。 (1) Control of fuel injection amount As shown in FIG. 13, the output torque tends to decrease whether A / F (air amount / fuel injection amount) is smaller or larger than a predetermined value. In accordance with this tendency, in step S712, the fuel injection amount is adjusted by the engine ECU 6 so that the A / F increases the output torque.

（２）空気量の制御
上記（１）で述べたＡ／Ｆ（空気量／燃料噴射量）は、電子制御式スロットルの開度を制御し、吸入空気量を調整することによっても制御されることができる。即ち、ステップＳ７１２では、エンジンＥＣＵ６により、出力トルクを上昇させるＡ／Ｆとなるように、空気量が調整される。 (2) Air amount control The A / F (air amount / fuel injection amount) described in (1) above is also controlled by controlling the opening of the electronically controlled throttle and adjusting the intake air amount. be able to. In other words, in step S712, the air amount is adjusted by the engine ECU 6 so that the A / F increases the output torque.

（３）吸気温度の制御
図１４に示すように、吸気温度が高いほど、出力トルクが増大し、吸気温度が低いほど、出力トルクが低下する傾向にある。この傾向に従って、ステップＳ７１２では、出力トルクを上昇させるように、吸気温度を上昇させる制御が行われる。即ち、エンジンＥＣＵ６により、バルブ１６，１７のオーバーラップが大きくなるように、吸気バルブ１６が開とされるタイミングが遅くされることで、吸気温度を上昇させるための制御が行われる。 (3) Control of intake air temperature As shown in FIG. 14, the output torque increases as the intake air temperature increases, and the output torque tends to decrease as the intake air temperature decreases. In accordance with this tendency, in step S712, control for increasing the intake air temperature is performed so as to increase the output torque. That is, the engine ECU 6 performs control for increasing the intake air temperature by delaying the opening timing of the intake valve 16 so that the overlap between the valves 16 and 17 is increased.

（４）残留ガスの制御
図１５に示すように、残留ガス量が少ないほど、出力トルクが増大し、残留ガス量が多いほど、出力トルクが低下する傾向にある。この傾向に従って、ステップＳ７１２では、出力トルクを上昇させるように、残留ガスを低減させる制御が行われる。即ち、エンジンＥＣＵ６により、バルブ１６，１７のオーバーラップが小さくなるように制御され、また、吸気系へ再循環させる外部ＲＧＲ量又は内部ＥＧＲ量を少なくすることで、残留ガスを低減させるための制御が行われる。 (4) Control of Residual Gas As shown in FIG. 15, the output torque increases as the residual gas amount decreases, and the output torque tends to decrease as the residual gas amount increases. In accordance with this tendency, in step S712, control for reducing the residual gas is performed so as to increase the output torque. In other words, the engine ECU 6 controls the overlap of the valves 16 and 17 to be small, and the control for reducing the residual gas by reducing the external RGR amount or the internal EGR amount to be recirculated to the intake system. Is done.

（５）吸気の乱れの制御
図１６に示すように、吸気（空気又は混合気）の乱れが大きいほど、出力トルクが上昇し、吸気の乱れが小さいほど、出力トルクが低下する傾向にある。この傾向に従って、ステップＳ７１２では、エンジンＥＣＵ６により、出力トルクを上昇させるように、ＳＣＶ（スワールコントロールバルブ）、ＴＣＶ（タンブルコントロールバルブ）を閉じ、バルブリフト量を小さくすることで、吸気の乱れを増大させるための制御が行われる。 (5) Control of intake air disturbance As shown in FIG. 16, the output torque increases as the intake air (air or air-fuel mixture) disturbance increases, and the output torque tends to decrease as the intake air disturbance decreases. In accordance with this tendency, in step S712, the engine ECU 6 closes the SCV (swirl control valve) and TCV (tumble control valve) and increases the turbulence of the intake air by reducing the valve lift so as to increase the output torque. Control is performed.

以上説明した、第６実施形態によれば、実圧縮比に応じて、内燃機関１の運転に関するパラメータとしての、燃料噴射量、空気量（スロットル開度）、バルブタイミング、吸気温度、残留ガス量、吸気の乱れ、及び点火時期の少なくともいずれか一つを制御するので、出力トルクの低下を抑制することができる。第６実施形態は、各気筒毎に行われることが可能である。   According to the sixth embodiment described above, the fuel injection amount, the air amount (throttle opening), the valve timing, the intake air temperature, and the residual gas amount as parameters relating to the operation of the internal combustion engine 1 according to the actual compression ratio. Since at least one of intake air disturbance and ignition timing is controlled, a decrease in output torque can be suppressed. The sixth embodiment can be performed for each cylinder.

本発明の内燃機関の制御装置の第１実施形態の制御内容を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control content of 1st Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第１実施形態の制御内容を説明するためのクランク角θと筒内圧との関係を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the relationship between crank angle (theta) and cylinder pressure for demonstrating the control content of 1st Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第１実施形態の制御内容を説明するためのエンジン回転数と負荷毎に計測された点火時期を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the ignition timing measured for every engine speed and load for demonstrating the control content of 1st Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第１実施形態の制御内容を説明するためのエンジン回転数と負荷毎に計測された筒内圧を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the in-cylinder pressure measured for every engine speed and load for demonstrating the control content of 1st Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第１実施形態の制御内容を説明するためのエンジン回転数と負荷毎に計測された点火時期を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the ignition timing measured for every engine speed and load for demonstrating the control content of 1st Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第１実施形態の制御内容を説明するための熱伝達量に応じて計測された点火時期補正量を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the ignition timing correction amount measured according to the heat transfer amount for demonstrating the control content of 1st Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第１実施形態の制御内容を説明するためのエンジン回転数と負荷毎に求められた点火時期補正量を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the ignition timing correction amount calculated | required for every engine speed and load for demonstrating the control content of 1st Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第１実施形態の制御内容を説明するためのエンジン回転数と負荷毎に求められた基本点火時期を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the basic ignition timing calculated | required for every engine speed and load for demonstrating the control content of 1st Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第１実施形態が適用される内燃機関を示す概略構成図である。1 is a schematic configuration diagram showing an internal combustion engine to which a first embodiment of a control device for an internal combustion engine of the present invention is applied. 本発明の内燃機関の制御装置の第１実施形態の変形例の制御内容を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control content of the modification of 1st Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第２実施形態の制御内容を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control content of 2nd Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第３実施形態の制御内容を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control content of 3rd Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. Ａ／Ｆとトルク（燃焼速度）との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between A / F and torque (combustion speed). 吸気温度とトルク（燃焼速度）との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between intake temperature and torque (combustion speed). 残留ガス量とトルク（燃焼速度）との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between residual gas amount and torque (combustion speed). 吸気の乱れとトルク（燃焼速度）との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between disturbance of intake and torque (combustion speed). 本発明の内燃機関の制御装置の第４実施形態の制御内容を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control content of 4th Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第５実施形態の制御内容を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control content of 5th Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第５実施形態の変形例の制御内容を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control content of the modification of 5th Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention. 本発明の内燃機関の制御装置の第６実施形態の制御内容を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control content of 6th Embodiment of the control apparatus of the internal combustion engine of this invention.

符号の説明Explanation of symbols

１ 内燃機関
２ 吸気管
３ 排気管
６ エンジンＥＣＵ
１０ シリンダ
１１ ピストン
１４ 燃焼室
１５ 筒内圧センサ
１６ 吸気バルブ
１７ 排気バルブ
２０ サージタンク
２３ エアフローメータ
２４ スロットル弁
２５ スロットル開度センサ
２６ 吸気圧センサ
２７ インジェクタ
６１ クランクポジションセンサ DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Internal combustion engine 2 Intake pipe 3 Exhaust pipe 6 Engine ECU
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Cylinder 11 Piston 14 Combustion chamber 15 In-cylinder pressure sensor 16 Intake valve 17 Exhaust valve 20 Surge tank 23 Air flow meter 24 Throttle valve 25 Throttle opening sensor 26 Intake pressure sensor 27 Injector 61 Crank position sensor

Claims (10)

内燃機関の筒内のガスの外部への放熱量を求め、前記放熱量に基づいて、前記内燃機関のパラメータを制御する
ことを特徴とする内燃機関の制御装置。 A control device for an internal combustion engine, characterized in that a heat release amount of gas in a cylinder of the internal combustion engine to the outside is obtained and parameters of the internal combustion engine are controlled based on the heat release amount. 請求項１記載の内燃機関の制御装置において、
前記放熱量は、断熱圧縮と仮定したときの所定の区間における仕事と前記所定の区間における実測された実仕事とに基づいて、又は、熱流速と筒内表面積とに基づいて、又は、Ｗｏｓｃｈｉｎｉの熱伝達率モデル式から、求められる
ことを特徴とする内燃機関の制御装置。 The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1,
The amount of heat release is based on the work in a predetermined section when assuming adiabatic compression and the actual work actually measured in the predetermined section, or on the basis of the heat flow rate and the in-cylinder surface area, or A control device for an internal combustion engine characterized by being obtained from a heat transfer coefficient model equation. 請求項１記載の内燃機関の制御装置において、
前記放熱量は、筒内容積が異なる第１時点及び第２時点のそれぞれの筒内圧に基づいて求められる実圧縮比と、前記第１時点及び第２時点のそれぞれの筒内容積に基づいて求められる圧縮比との偏差に基づいて、求められる
ことを特徴とする内燃機関の制御装置。 The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1,
The amount of heat release is determined based on the actual compression ratio determined based on the in-cylinder pressure at each of the first time point and the second time point, and the in-cylinder volume at the first time point and the second time point, respectively. A control device for an internal combustion engine, characterized in that it is obtained based on a deviation from a compression ratio obtained. 内燃機関の運転中の筒内の状態を示すデータに基づいて、筒内の実圧縮比を求め、前記実圧縮比に基づいて、前記内燃機関のパラメータを制御する
ことを特徴とする内燃機関の制御装置。 An internal combustion engine is characterized in that an actual compression ratio in a cylinder is obtained based on data indicating a state in the cylinder during operation of the internal combustion engine, and parameters of the internal combustion engine are controlled based on the actual compression ratio. Control device. 請求項４記載の内燃機関の制御装置において、
前記求められた実圧縮比には、前記筒内のガスの外部への放熱の影響が反映されている
ことを特徴とする内燃機関の制御装置。 The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 4,
The control device for an internal combustion engine, wherein the obtained actual compression ratio reflects an influence of heat radiation to the outside of the gas in the cylinder. 請求項４または５に記載の内燃機関の制御装置において、
前記実圧縮比は、前記筒内の状態を示すデータとして、筒内容積が異なる第１時点及び第２時点のそれぞれの筒内圧に基づいて、求められる
ことを特徴とする内燃機関の制御装置。 The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 4 or 5,
The control apparatus for an internal combustion engine, wherein the actual compression ratio is obtained as data indicating a state in the cylinder based on in-cylinder pressures at a first time point and a second time point where the in-cylinder volume is different. 請求項１から６のいずれか１項に記載の内燃機関の制御装置において、
前記内燃機関の各気筒毎の前記放熱量又は前記実圧縮比が求められ、前記求められた放熱量又は前記実圧縮比に基づいて、各気筒毎のパラメータを制御する
ことを特徴とする内燃機関の制御装置。 The control device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 6,
The internal combustion engine, wherein the heat release amount or the actual compression ratio for each cylinder of the internal combustion engine is obtained, and parameters for each cylinder are controlled based on the obtained heat release amount or the actual compression ratio. Control device. 請求項１から７のいずれか１項に記載の内燃機関の制御装置において、
前記筒内が閉じた系である期間における前記放熱量又は前記実圧縮比が求められる
ことを特徴とする内燃機関の制御装置。 The control device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 7,
The control apparatus for an internal combustion engine, characterized in that the heat release amount or the actual compression ratio in a period in which the cylinder is closed is obtained. 請求項１から８のいずれか１項に記載の内燃機関の制御装置において、
フューエルカット状態である期間における前記放熱量又は前記実圧縮比が求められる
ことを特徴とする内燃機関の制御装置。 The control apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 8,
The control device for an internal combustion engine, characterized in that the heat release amount or the actual compression ratio in a period in a fuel cut state is obtained. 請求項１から９のいずれか１項に記載の内燃機関の制御装置において、
前記制御されるパラメータは、点火時期、燃料噴射量、バルブタイミング、ＥＧＲ量、ガス乱れ量、吸入空気量、吸気温度、及び冷却水温のうちの少なくともいずれか一つである
ことを特徴とする内燃機関の制御装置。 The control apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 9,
The controlled parameter is at least one of ignition timing, fuel injection amount, valve timing, EGR amount, gas turbulence amount, intake air amount, intake air temperature, and cooling water temperature. Engine control device.
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