JP2005330931A - Control device of engine - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a shaft torque calculation device capable of estimating a shaft torque generated by an engine without directly detecting a pressure in a combustion chamber by a pressure sensor. <P>SOLUTION: This control device of the engine comprises an operating state detection means 31 detecting the operating state of the engine, an estimating means 31 estimating, based on the detected operating state, either one of a combustion mass at crank angles during the combustion of a gas in a combustion chamber, and a combustion mass ratio at crank angles during the combustion of the gas in the combustion chamber and a heat generating pattern, and a shaft torque estimating means 31 estimating the shaft torque occurring from the engine based on either one of the estimated values. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、エンジン(内燃機関)の軸トルク演算装置及びエンジンの制御装置に関する。   The present invention relates to an engine (internal combustion engine) shaft torque calculation device and an engine control device.

燃焼室内の圧力を検出する圧力センサの出力に基づいて図示トルクを算出するものがある(特許文献1参照)。
特開平8−312426号公報
There is one that calculates the indicated torque based on the output of a pressure sensor that detects the pressure in the combustion chamber (see Patent Document 1).
JP-A-8-31426

ところで、特許文献1に記載の技術では、燃焼室内の圧力を検出する圧力センサが必要であり、コストがかかる。   By the way, in the technique described in Patent Document 1, a pressure sensor for detecting the pressure in the combustion chamber is required, which is expensive.

そこで本発明は、圧力センサにより燃焼室内の圧力を直接検出することなくエンジンの発生する軸トルクを推定可能な軸トルク演算装置を提供すると共に、その推定した軸トルクを用いたエンジンの制御装置を提供することを目的とする。   Therefore, the present invention provides an axial torque calculation device capable of estimating the axial torque generated by the engine without directly detecting the pressure in the combustion chamber by the pressure sensor, and an engine control device using the estimated axial torque. The purpose is to provide.

本発明は、エンジンの運転状態を検出し、この検出した運転状態に基づいて燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量、燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量割合、これら燃焼質量または燃焼質量割合に関連する値である熱発生パターンのいずれか一つを推定し、この推定したいずれか一つの値に基づいてエンジンの発生する軸トルクを推定するように構成する。   The present invention detects the operating state of the engine, and based on the detected operating state, the combustion mass at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber, the combustion mass ratio at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber, One of the heat generation patterns, which is a value related to the combustion mass or the combustion mass ratio, is estimated, and the shaft torque generated by the engine is estimated based on the estimated value.

本発明は、これに加えて前記推定した軸トルクに基づいてトルク制御を行うようにも構成する。   In addition to this, the present invention is also configured to perform torque control based on the estimated shaft torque.

本発明によれば、エンジンの運転状態を検出し、この検出した運転状態に基づいて燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量割合(X1’、X2’)を推定し、この推定した燃焼質量割合に基づいてエンジンの発生する軸トルクを推定するように構成したので、圧力センサにより燃焼室内の圧力を直接検出することなくエンジンの発生する軸トルクを推定できるため、安価な軸トルク検出装置を実現できる。   According to the present invention, the engine operating state is detected, and based on the detected operating state, the combustion mass ratio (X1 ′, X2 ′) at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber is estimated, and this estimation is performed. Since it is configured to estimate the shaft torque generated by the engine based on the combustion mass ratio, the shaft torque generated by the engine can be estimated without directly detecting the pressure in the combustion chamber by the pressure sensor. A device can be realized.

以下、図面に基づき本発明の実施形態について説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

図1は、本発明のシステムを説明するための概略図である。   FIG. 1 is a schematic diagram for explaining the system of the present invention.

空気は吸気コレクタ2に蓄えられた後、吸気マニホールド3を介して各気筒の燃焼室5に導入される。燃料(ガソリン)は各気筒の吸気ポート4に配置された燃料インジェクタ21より噴射供給される。空気中に噴射された燃料は気化しつつ空気と混合してガス(混合気)を作り、燃焼室5に流入する。この混合気は吸気弁15が閉じることで燃焼室5内に閉じこめられ、ピストン6の上昇によって圧縮される。   The air is stored in the intake collector 2 and then introduced into the combustion chamber 5 of each cylinder via the intake manifold 3. Fuel (gasoline) is injected and supplied from a fuel injector 21 arranged in the intake port 4 of each cylinder. The fuel injected into the air is vaporized and mixed with the air to form a gas (air mixture) and flows into the combustion chamber 5. This air-fuel mixture is confined in the combustion chamber 5 when the intake valve 15 is closed, and is compressed by the rise of the piston 6.

この圧縮混合気に対して高圧火花により点火を行うため、パワートランジスタ内蔵の点火コイルを各気筒に配した電子配電システムの点火装置11を備える。すなわち、点火装置11は、バッテリからの電気エネルギーを蓄える点火コイル13と、点火コイル13の一次側への通電、遮断を行うパワートランジスタと、燃焼室5の天井に設けられ点火コイル13の一次電流の遮断によって点火コイル13の二次側に発生する高電圧を受けて、火花放電を行う点火プラグ14とからなっている。   In order to ignite this compressed air-fuel mixture with a high-pressure spark, an ignition device 11 of an electronic power distribution system is provided in which an ignition coil with a built-in power transistor is arranged in each cylinder. That is, the ignition device 11 includes an ignition coil 13 that stores electrical energy from the battery, a power transistor that energizes and shuts off the primary side of the ignition coil 13, and a primary current of the ignition coil 13 that is provided on the ceiling of the combustion chamber 5. It includes a spark plug 14 that receives a high voltage generated on the secondary side of the ignition coil 13 due to interruption of the spark coil 13 and performs spark discharge.

圧縮上死点より少し手前で点火プラグ14により火花が飛ばされ圧縮混合気に着火されると、火炎が広がりやがて爆発的に燃焼し、この燃焼によるガス圧がピストン6を押し下げる仕事を行う。この仕事はクランクシャフト7の回転力として取り出される。燃焼後のガス(排気)は排気弁16が開いたとき排気通路8へと排出される。   When a spark is blown off by the spark plug 14 slightly before the compression top dead center and the compressed mixture is ignited, the flame spreads and then explosively burns, and the gas pressure by this combustion works to push down the piston 6. This work is taken out as the rotational force of the crankshaft 7. The combusted gas (exhaust gas) is discharged into the exhaust passage 8 when the exhaust valve 16 is opened.

排気通路8には三元触媒9を備える。三元触媒9は排気の空燃比が理論空燃比を中心とした狭い範囲(ウインドウ)にあるとき、排気に含まれるHC、CO、NOxといった有害三成分を同時に効率よく除去できる。空燃比は吸入空気量と燃料量の比であるので、エンジンの1サイクル(4サイクルエンジンではクランク角で720°区間)当たりに燃焼室5に導入される吸入空気量と、燃料インジェクタ21からの燃料噴射量との比が理論空燃比となるように、エンジンコントローラ31ではエアフローメータ32からの吸入空気流量の信号とクランク角センサ(33、34)からの信号に基づいて燃料インジェクタ21からの燃料噴射量を定めると共に、三元触媒9の上流に設けたO2センサ35からの信号に基づいて空燃比をフィードバック制御している。 A three-way catalyst 9 is provided in the exhaust passage 8. When the air-fuel ratio of the exhaust gas is in a narrow range (window) centered on the stoichiometric air-fuel ratio, the three-way catalyst 9 can efficiently remove harmful three components such as HC, CO, and NOx contained in the exhaust gas simultaneously. Since the air-fuel ratio is the ratio of the intake air amount and the fuel amount, the intake air amount introduced into the combustion chamber 5 per one cycle of the engine (crank angle 720 ° section in a four-cycle engine) and the fuel injector 21 The engine controller 31 uses the intake air flow rate signal from the air flow meter 32 and the fuel from the fuel injector 21 based on the signals from the crank angle sensors (33, 34) so that the ratio to the fuel injection amount becomes the stoichiometric air-fuel ratio. The injection amount is determined, and the air-fuel ratio is feedback controlled based on a signal from an O 2 sensor 35 provided upstream of the three-way catalyst 9.

吸気コレクタ2の上流には絞り弁23がスロットルモータ24により駆動される、いわゆる電子制御スロットル22を備える。運転者が要求するトルクはアクセルペダル41の踏み込み量(アクセル開度)に現れるので、エンジンコントローラ31ではアクセルセンサ42からの信号に基づいて目標トルクを定め、この目標トルクを実現するための目標空気量を定め、この目標空気量が得られるようにスロットルモータ24を介して絞り弁23の開度を制御する。   A so-called electronically controlled throttle 22 in which a throttle valve 23 is driven by a throttle motor 24 is provided upstream of the intake collector 2. Since the torque required by the driver appears in the amount of depression of the accelerator pedal 41 (accelerator opening), the engine controller 31 determines a target torque based on a signal from the accelerator sensor 42, and a target air for realizing this target torque. The amount is determined, and the opening degree of the throttle valve 23 is controlled via the throttle motor 24 so as to obtain this target air amount.

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

吸気温度センサ43からの吸気温度の信号、吸気圧力センサ44からの吸気圧力の信号、排気温度センサ45からの排気温度の信号、排気圧力センサ46からの排気圧力の信号が、水温センサ37からの冷却水温の信号と共に入力されるエンジンコントローラ31では、パワートランジスタ13を介して点火プラグ14の一次側電流の遮断時期である点火時期を制御する。   An intake air temperature signal from the intake air temperature sensor 43, an intake air pressure signal from the intake air pressure sensor 44, an exhaust gas temperature signal from the exhaust air temperature sensor 45, and an exhaust gas pressure signal from the exhaust air pressure sensor 46 are output from the water temperature sensor 37. The engine controller 31 that is input together with the coolant temperature signal controls the ignition timing that is the primary current cutoff timing of the spark plug 14 via the power transistor 13.

この場合に、本発明では、圧力センサにより燃焼室内の圧力を直接検出することなくエンジンの発生する軸トルクを推定できるようにするため、燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量割合を推定し、この推定した燃焼質量割合に基づいてエンジンの発生する軸トルク推定値を算出する。   In this case, in the present invention, in order to estimate the shaft torque generated by the engine without directly detecting the pressure in the combustion chamber by the pressure sensor, the combustion mass ratio at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber is calculated. Based on the estimated combustion mass ratio, an estimated value of shaft torque generated by the engine is calculated.

さらに本発明では、この軸トルク推定値に基づいてトルク制御(吸入空気量の増加と点火時期の遅角補正)を行う。   Furthermore, in the present invention, torque control (intake air amount increase and ignition timing retardation correction) is performed based on this estimated shaft torque value.

ここでのトルク制御を簡単に説明しておくと、点火は基本的にMBTの得られる点火時期で行うのであるが、点火時期がMBTの得られる点火時期よりリタードされることがあり、このときに発生する軸トルクは、MBTの得られる点火時期で点火したときの軸トルクより低下する。そこで、MBTの得られる点火時期よりリタードされた点火時期での軸トルクを大きくしてMBTの得られる点火時期での軸トルクへと近づけるため吸入空気量を増加させる。   The torque control here will be briefly explained. The ignition is basically performed at the ignition timing at which MBT is obtained, but the ignition timing may be retarded from the ignition timing at which MBT is obtained. The shaft torque generated at the time is lower than the shaft torque when ignition is performed at the ignition timing at which MBT is obtained. Therefore, the intake air amount is increased in order to increase the shaft torque at the ignition timing retarded from the ignition timing at which MBT is obtained and to approach the shaft torque at the ignition timing at which MBT is obtained.

一方、アクセル開度とエンジン回転速度からドライバの要求する要求軸トルクが定まっており、MBTの得られる点火時期での軸トルクがこの要求軸トルクを超えるようだと軸トルクの出過ぎであり、運転上の違和感を生じさせかねない。そこで、MBTの得られる点火時期での軸トルクが要求軸トルクを超えるときには点火時期をリタードさせる。   On the other hand, the required shaft torque requested by the driver is determined from the accelerator opening and the engine speed, and if the shaft torque at the ignition timing obtained by MBT exceeds this required shaft torque, the shaft torque is excessively output. This can cause a sense of incongruity. Therefore, when the shaft torque at the ignition timing at which MBT is obtained exceeds the required shaft torque, the ignition timing is retarded.

図2は点火時期制御の全体の流れを示すフローである。このフローは一定時間毎に実行するフローではなく操作の流れを示している。   FIG. 2 is a flowchart showing the overall flow of ignition timing control. This flow shows a flow of operations, not a flow executed at regular intervals.

ステップ1では基本点火時期MBTCAL[degBTDC]を、ステップ2〜7では点火時期リタード量RET(new)[deg]をそれぞれ算出する。   In step 1, the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] is calculated, and in steps 2 to 7, the ignition timing retard amount RET (new) [deg] is calculated.

ここでは、基本点火時期MBTCALの算出を先に説明する。まず、燃焼解析に基づく点火時期制御を概説する(基本的な考え方は特開2003−148236公報に記載されている)。   Here, the calculation of the basic ignition timing MBTCAL will be described first. First, the ignition timing control based on the combustion analysis will be outlined (the basic concept is described in Japanese Patent Laid-Open No. 2003-148236).

図3に示すようにMBT(最大トルクの得られる最小進角値)で混合気に点火した場合に混合気の燃焼圧力が最大値Pmaxとなるクランク角を基準クランク角θPMAX[degATDC]とする。基準クランク角θPMAXは燃焼方式によらずほぼ一定であり、一般に圧縮上死点後12〜15度、最大で圧縮上死点後10〜20度の範囲にある。   As shown in FIG. 3, the crank angle at which the combustion pressure of the air-fuel mixture reaches the maximum value Pmax when the air-fuel mixture is ignited with MBT (minimum advance angle value at which maximum torque can be obtained) is defined as a reference crank angle θPMAX [degATDC]. The reference crank angle θPMAX is substantially constant regardless of the combustion method, and is generally in the range of 12 to 15 degrees after compression top dead center, and at most 10 to 20 degrees after compression top dead center.

図4に火花点火エンジンにおける燃焼室内の燃焼解析により得られた燃焼質量割合BR(燃焼ガス質量割合)の変化を示す。燃焼室に供給された燃料に対する燃焼質量の比率を表す燃焼質量割合BRは、点火時に0%であり、完全燃焼によって100%に達する。基準クランク角θPMAXにおける燃焼質量割合は一定で約60%であることが実験により確かめられている。   FIG. 4 shows changes in the combustion mass ratio BR (combustion gas mass ratio) obtained by the combustion analysis in the combustion chamber in the spark ignition engine. The combustion mass ratio BR representing the ratio of the combustion mass to the fuel supplied to the combustion chamber is 0% at the time of ignition, and reaches 100% by complete combustion. Experiments have confirmed that the combustion mass ratio at the reference crank angle θPMAX is constant and about 60%.

燃焼質量割合BRが0%から基準クランク角θPMAX相当の約60%に達するまでの変化代に相当する燃焼期間は、燃焼開始直後で燃焼質量割合にも燃焼圧力にもほとんど変化のない期間である初期燃焼期間と、燃焼質量割合と燃焼圧力が急激に増加する主燃焼期間とに分けられる。初期燃焼期間は、燃焼開始から火炎核が形成されるまでの段階であり、火炎核が形成されるのは燃焼質量割合が0%から2%〜10%まで変化したときである。この初期燃焼期間中は、燃焼圧力や燃焼温度の上昇速度が小さく、燃焼質量割合の変化に対して初期燃焼期間は長い。初期燃焼期間の長さは燃焼室内の温度や圧力の変化の影響を受けやすい。   The combustion period corresponding to the change allowance until the combustion mass ratio BR reaches about 60% corresponding to the reference crank angle θPMAX from 0% is a period in which there is almost no change in both the combustion mass ratio and the combustion pressure immediately after the start of combustion. It is divided into an initial combustion period and a main combustion period in which the combustion mass ratio and the combustion pressure increase rapidly. The initial combustion period is a stage from the start of combustion until flame nuclei are formed, and the flame nuclei are formed when the combustion mass ratio changes from 0% to 2% to 10%. During this initial combustion period, the rate of increase in combustion pressure and combustion temperature is small, and the initial combustion period is long with respect to changes in the combustion mass ratio. The length of the initial combustion period is susceptible to changes in temperature and pressure in the combustion chamber.

一方、主燃焼期間においては、火炎核から外側へと火炎が伝播するのであり、その火炎速度(つまり燃焼速度)が急上昇する。そのため、主燃焼期間の燃焼質量割合の変化は初期燃焼期間の燃焼質量割合の変化に比べて大きい。   On the other hand, in the main combustion period, the flame propagates from the flame kernel to the outside, and the flame speed (that is, the combustion speed) increases rapidly. Therefore, the change in the combustion mass ratio during the main combustion period is larger than the change in the combustion mass ratio during the initial combustion period.

エンジンコントローラ31では、燃焼質量割合が2%に達する(変化する)までを初期燃焼期間BURN1[deg]とし、初期燃焼期間BURN1の終了後、基準クランク角θPMAXに至るまでの区間(燃焼室量割合でいえば2%より約60%に達するまでの間)を主燃焼期間BURN2[deg]として区別する。そして、初期燃焼期間BURN1に主燃焼期間BURN2を加えた合計である燃焼期間BURN[deg]を算出し、この燃焼期間BURNから基準クランク角θPMAX[degATDC]を差し引き、さらに後述する点火無駄時間相当クランク角IGNDEAD[deg]を加えたクランク角位置を、MBTの得られる点火時期である基本点火時期MBTCAL[degBTDC]として設定する。   In the engine controller 31, the period until the combustion mass ratio reaches 2% (changes) is set as the initial combustion period BURN1 [deg], and the period from the end of the initial combustion period BURN1 to the reference crank angle θPMAX (combustion chamber volume ratio) In other words, the main combustion period BURN2 [deg] is distinguished from 2% to about 60%. Then, a combustion period BURN [deg] that is the sum of the initial combustion period BURN1 and the main combustion period BURN2 is calculated, a reference crank angle θPMAX [degATDC] is subtracted from the combustion period BURN, and an ignition dead time equivalent crank described later is further calculated. The crank angle position to which the angle IGNDEAD [deg] is added is set as the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC], which is the ignition timing at which MBT is obtained.

火炎核の形成される初期燃焼期間での燃焼室5内の圧力、温度は、点火時の圧力、温度とほぼ等価になるが、これから点火時期を算出しようとしているのに、最初から正確な点火時期を設定することはできない。そこで、図13に示したように基本点火時期の前回値を前回燃焼開始時期MBTCYCL[degBTDC]として算出し(ステップ44)、この値を図10に示したように初期燃焼期間の算出に用いるようにし(ステップ162)、初期燃焼期間の算出をサイクリックに繰り返すことで、精度の高い結果を時間遅れなしに出すようにしている。   The pressure and temperature in the combustion chamber 5 during the initial combustion period in which flame nuclei are formed are almost equivalent to the pressure and temperature at the time of ignition, but the ignition timing is calculated from this, but accurate ignition is performed from the beginning. The time cannot be set. Therefore, as shown in FIG. 13, the previous value of the basic ignition timing is calculated as the previous combustion start timing MBTCYCL [degBTDC] (step 44), and this value is used to calculate the initial combustion period as shown in FIG. (Step 162), the calculation of the initial combustion period is cyclically repeated to obtain a highly accurate result without time delay.

次に、エンジンコントローラ31で実行される基本点火時期MBTCALの算出を以下のフローチャートを参照しながら詳述する。   Next, the calculation of the basic ignition timing MBTCAL executed by the engine controller 31 will be described in detail with reference to the following flowchart.

図5は点火時期の算出に必要な各種の物理量を算出するためのもので、一定時間毎(例えば10msec毎)に実行する。   FIG. 5 is for calculating various physical quantities necessary for calculating the ignition timing, and is executed at regular time intervals (for example, every 10 msec).

まずステップ11では、吸気弁閉時期IVC[degBTDC]、温度センサ43により検出されるコレクタ内温度TCOL[K]、圧力センサ44により検出されるコレクタ内圧力PCOL[Pa]、温度センサ45により検出される排気温度TEXH[K]、内部不活性ガス率MRESFR[%]、温度センサ37により検出される冷却水温TWK[K]、目標当量比TFBYA、クランク角センサにより検出されるエンジン回転速度NRPM[rpm]を読み込む。   First, in step 11, the intake valve closing timing IVC [degBTDC], the collector internal temperature TCOL [K] detected by the temperature sensor 43, the collector internal pressure PCOL [Pa] detected by the pressure sensor 44, and the temperature sensor 45 are detected. Exhaust temperature TEXH [K], internal inert gas rate MRESFR [%], cooling water temperature TWK [K] detected by temperature sensor 37, target equivalent ratio TFBYA, engine rotational speed NRPM [rpm] detected by crank angle sensor ].

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

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

内部不活性ガス率MRESFRは燃焼室内に残留する不活性ガス量を燃焼室内の総ガス量で除した値で、その算出については後述する。   The internal inert gas ratio MRESFR is a value obtained by dividing the amount of inert gas remaining in the combustion chamber by the total amount of gas in the combustion chamber, and the calculation thereof will be described later.

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

TFBYA=14.7/目標空燃比 …(1)
例えば(1)式より目標空燃比が理論空燃比のときTFBYA=1.0となり、目標空燃比が例えば22.0といったリーン側の値であるとき、TFBYAは1.0未満の正の値である。
TFBYA = 14.7 / target air-fuel ratio (1)
For example, from equation (1), when the target air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio, TFBYA = 1.0, and when the target air-fuel ratio is a lean value such as 22.0, TFBYA is a positive value less than 1.0. is there.

ステップ12では、燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける容積(つまり圧縮開始時期での容積)VIVC[m3]を算出する。燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVCは、ピストン6のストローク位置によって決まる。ピストン6のストローク位置はエンジンのクランク角位置によって決まる。 In step 12, the volume of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing IVC (that is, the volume at the compression start timing) VIVC [m 3 ] is calculated. The volume VIVC of the combustion chamber 5 when the intake valve is closed is determined by the stroke position of the piston 6. The stroke position of the piston 6 is determined by the crank angle position of the engine.

図6を参照して、エンジンのクランクシャフト71の回転中心72がシリンダの中心軸73からオフセットしている場合を考える。コネクティングロッド74、コネクティングロッド74とクランクシャフト71との結節点75、コネクティングロッド74とピストンをつなぐピストンピン76が図に示す関係にあるとする。このときの、燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVCは次式(2)〜(6)で表すことができる。   Referring to FIG. 6, consider a case where the rotation center 72 of the crankshaft 71 of the engine is offset from the center axis 73 of the cylinder. Assume that the connecting rod 74, the joint point 75 between the connecting rod 74 and the crankshaft 71, and the piston pin 76 that connects the connecting rod 74 and the piston are in the relationship shown in the figure. At this time, the volume VIVC of the combustion chamber 5 at the closing timing of the intake valve can be expressed by the following equations (2) to (6).

VIVC=f1(θivc)=Vc+(π/4)D2・Hivc …(2)
Vc=(π/4)D2・Hx/(ε−1) …(3)
Hivc={(CND+ST2/2)−(CRoff−PISoff)21/2
−{(ST/2)・cos(θivc+θoff)}
+(CND2−X21/2 …(4)
X =(ST/2)・sin(θivc+θoff)−CRoff+PISoff …(5)
θoff=arcsin{(CRoff−PISoff)/(CND・(ST/2))}…(6)
ただし、Vc :隙間容積[m3]、
ε :圧縮比、
D :シリンダボア径[m]、
ST :ピストンの全ストローク[m]、
Hivc :吸気弁閉時期におけるピストンピン76の
TDCからの距離[m]、
Hx :ピストンピン76のTDCからの距離の最大値と最小値の
差[m]、
CND :コネクティングロッド74の長さ[m]、
CRoff :結節点75のシリンダ中心軸73からのオフセット距離
[m]、
PISoff:クランクシャフト回転中心72のシリンダ中心軸73から
のオフセット距離[m]、
θivc :吸気弁閉時期のクランク角[degATDC]、
θoff :ピストンピン76とクランクシャフト回転中心72とを結
ぶ線がTDCにおいて垂直線となす角度[deg]、
X :結節点75とピストンピン76との水平距離[m]、
吸気弁閉時期のクランク角θivcは前述のように、エンジンコントローラ31から吸気VTC機構27への指令信号によって決まるので、既知である。式(2)〜(6)にこのときのクランク角θivc(=IVC)を代入すれば、燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVCを算出することができる。したがって、実用上は燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVCは吸気弁閉時期IVCをパラメータとするテーブルで設定したものを用いる。吸気VTC機構27を備えないときには定数で与えることができる。
VIVC = f1 (θivc) = Vc + (π / 4) D 2 · Hivc (2)
Vc = (π / 4) D 2 · Hx / (ε−1) (3)
Hivc = {(CND + ST 2 /2) - (CRoff-PISoff) 2} 1/2
− {(ST / 2) · cos (θivc + θoff)}
+ (CND 2 −X 2 ) 1/2 (4)
X = (ST / 2) · sin (θivc + θoff) −CRoff + PISoff (5)
θoff = arcsin {(CRoff−PISoff) / (CND · (ST / 2))} (6)
Where Vc: gap volume [m 3 ],
ε: compression ratio,
D: cylinder bore diameter [m],
ST: Full piston stroke [m],
Hivc: Piston pin 76 at the intake valve closing timing
Distance from TDC [m],
Hx: The maximum and minimum values of the distance from the TDC of the piston pin 76
Difference [m],
CND: length of connecting rod 74 [m],
CRoff: Offset distance of the nodal point 75 from the cylinder center axis 73
[M],
PISoff: From the center axis 73 of the crankshaft rotation center 72
Offset distance [m],
θivc: Intake valve closing timing crank angle [degATDC],
θoff: Piston pin 76 and crankshaft rotation center 72 are connected
Angle [deg] between the line and the vertical line in TDC,
X: horizontal distance [m] between the nodal point 75 and the piston pin 76,
As described above, the crank angle θivc at the time of closing the intake valve is known because it is determined by the command signal from the engine controller 31 to the intake VTC mechanism 27. By substituting the crank angle θivc (= IVC) at this time into the equations (2) to (6), the volume VIVC of the combustion chamber 5 at the closing timing of the intake valve can be calculated. Therefore, in practice, the volume VIVC of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing is set by a table using the intake valve closing timing IVC as a parameter. When the intake VTC mechanism 27 is not provided, a constant value can be given.

ステップ13では、燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける温度(つまり圧縮開始時期温度)TINI[K]を算出する。燃焼室5に流入するガスの温度は、燃焼室5に流入する新気と燃焼室5に残留する不活性ガスとが混じったガスの温度であり、燃焼室5に流入する新気の温度は吸気コレクタ2内の新気温度TCOLに等しく、また燃焼室5内に残留する不活性ガスの温度は排気ポート部近傍の排気温度TEXHで近似できるので、燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける温度TINIは吸気弁閉時期IVCになったタイミングでの、吸気コレクタ2内の新気温度TCOL、排気温度TEXH、燃焼室5内に残留する不活性ガスの割合である内部不活性ガス率MRESFRから次式により求めることができる。   In step 13, the temperature (that is, the compression start timing temperature) TINI [K] of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing IVC is calculated. The temperature of the gas flowing into the combustion chamber 5 is a temperature of a gas in which the fresh air flowing into the combustion chamber 5 and the inert gas remaining in the combustion chamber 5 are mixed. The temperature of the fresh air flowing into the combustion chamber 5 is Since the temperature of the inert gas equal to the fresh air temperature TCOL in the intake collector 2 and remaining in the combustion chamber 5 can be approximated by the exhaust temperature TEXH in the vicinity of the exhaust port, the temperature of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing IVC. TINI is the following from the fresh air temperature TCOL in the intake collector 2, the exhaust gas temperature TEXH, and the internal inert gas ratio MRESFR that is the ratio of the inert gas remaining in the combustion chamber 5 at the timing when the intake valve closing timing IVC is reached. It can be obtained by an expression.

TINI=TEXH×MRESFR+TCOL×(1−MRESFR)…(7)
ステップ14では燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける圧力(つまり圧縮開始時期圧力)PINI[Pa]を算出する。すなわち、吸気弁閉時期IVCになったタイミングでのコレクタ内圧力PCOLを吸気弁閉時期IVCにおける圧力PINIとして取り込む。
TINI = TEXH × MRESFR + TCOL × (1−MRESFR) (7)
In step 14, the pressure (that is, compression start timing pressure) PINI [Pa] at the intake valve closing timing IVC of the combustion chamber 5 is calculated. That is, the collector internal pressure PCOL at the timing when the intake valve closing timing IVC is reached is taken in as the pressure PINI at the intake valve closing timing IVC.

ステップ15では、燃焼室5内の混合気の燃えやすさを表す反応確率RPROBA[%]を算出する。反応確率RPROBAは無次元の値であり、残留不活性ガス率MRESFR、冷却水温TWK[K]、目標当量比TFBYAの3つのパラメータに依存するので、次式により表すことができる。   In step 15, a reaction probability RPROBA [%] representing the flammability of the air-fuel mixture in the combustion chamber 5 is calculated. The reaction probability RPROBA is a dimensionless value and depends on the three parameters of the residual inert gas ratio MRESFR, the cooling water temperature TWK [K], and the target equivalent ratio TFBYA, and can be expressed by the following equation.

RPROBA=f3(MRESFR、TWK、TFBYA) …(8)
具体的に説明すると、MRESFR、TWK、TFBYAの3つのパラメータの組み合わせによって得られる反応確率の最大値を100%とし、これらのパラメータと反応確率RPROBAの関係を実験的に求め、求めた反応確率RPROBAをパラメータに応じたテーブルとしてエンジンコントローラ31のメモリに予め格納しておく。ステップ14ではパラメータに応じてこのテーブルを検索することにより反応確率RPROBAを求める。
RPROBA = f3 (MRESFR, TWK, TFBYA) (8)
More specifically, the maximum value of the reaction probability obtained by the combination of the three parameters MRESFR, TWK, and TFBYA is set to 100%, the relationship between these parameters and the reaction probability RPROBA is experimentally obtained, and the obtained reaction probability RPROBA is obtained. Are stored in advance in the memory of the engine controller 31 as a table corresponding to the parameters. In step 14, the reaction probability RPROBA is obtained by searching this table according to the parameters.

具体的には、冷却水温TWKに応じて図7に示すような特性を有する水温補正係数のテーブルと、同様に設定された内部不活性ガス率補正係数のテーブル(図示しない)と、目標当量比TFBYAに応じて図8に示すような特性を有する当量比補正係数のテーブルを予めメモリに格納しておく。各補正係数の最大値はそれぞれ1.0であり、3種類の補正係数の積に反応確率の最大値100%を掛け合わせることで、反応確率RPROBAを算出する。   Specifically, a table of water temperature correction coefficients having characteristics as shown in FIG. 7 according to the cooling water temperature TWK, a table of internal inert gas rate correction coefficients (not shown) set similarly, and a target equivalent ratio A table of equivalence ratio correction coefficients having characteristics as shown in FIG. 8 according to TFBYA is stored in the memory in advance. The maximum value of each correction coefficient is 1.0, and the reaction probability RPROBA is calculated by multiplying the product of the three types of correction coefficients by the maximum value of 100% of the reaction probability.

各テーブルを説明すると、図7に示す水温補正係数は冷却水温TWKが高いほど大きく、冷却水温TWKが80℃以上では1.0になる。図8に示す当量比補正係数は目標当量比TFBYAが1.0のとき、つまり理論空燃比のときに最大値の1.0となり、目標当量比が1.0より大きくても小さくても当量比補正係数は減少する。内部不活性ガス率補正係数は図示しないが、内部不活性ガス率MRESFRがゼロの場合に1.0となる。   Explaining each table, the water temperature correction coefficient shown in FIG. 7 becomes larger as the cooling water temperature TWK is higher, and becomes 1.0 when the cooling water temperature TWK is 80 ° C. or higher. The equivalence ratio correction coefficient shown in FIG. 8 is the maximum value of 1.0 when the target equivalence ratio TFBYA is 1.0, that is, the stoichiometric air-fuel ratio. The ratio correction factor decreases. Although the internal inert gas rate correction coefficient is not shown, it is 1.0 when the internal inert gas rate MRESFR is zero.

ステップ16では、基準クランク角θPMAX[degATDC]を算出する。前述のように基準クランク角θPMAXはあまり変動しないが、それでもエンジン回転速度NRPMの上昇に応じて進角する傾向があるため、基準クランク角θPMAXはエンジン回転速度NRPMの関数として次式で表すことができる。   In step 16, a reference crank angle θPMAX [degATDC] is calculated. As described above, the reference crank angle θPMAX does not fluctuate very much, but it still tends to advance as the engine speed NRPM increases. Therefore, the reference crank angle θPMAX can be expressed by the following equation as a function of the engine speed NRPM. it can.

θPMAX=f4(NRPM) …(9)
具体的にはエンジン回転速度NRPMから、エンジンコントローラ31のメモリに予め格納された図9に示す特性のテーブルを検索することにより基準クランク角θPMAXを求める。算出を容易にするために、基準クランク角θPMAXを一定とみなすことも可能である。
θPMAX = f4 (NRPM) (9)
Specifically, the reference crank angle θPMAX is obtained by searching a table of characteristics shown in FIG. 9 stored in advance in the memory of the engine controller 31 from the engine speed NRPM. In order to facilitate calculation, the reference crank angle θPMAX can be regarded as constant.

図10は初期燃焼期間BURN1[deg]を算出するためのもの、また図12は主燃焼期間BURN2[deg]を算出するためのもので、一定時間毎(例えば10msec毎)に実行する。図10、図12は図5に続けて実行する。図10、図12はどちらを先に実行してもかまわない。   FIG. 10 is for calculating the initial combustion period BURN1 [deg], and FIG. 12 is for calculating the main combustion period BURN2 [deg], which is executed at regular intervals (for example, every 10 msec). 10 and 12 are executed following FIG. Either of FIGS. 10 and 12 may be executed first.

まず図10から説明すると、ステップ161では、前回燃焼開始時期MBTCYCL[degBTDC]、図5のステップ12で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVC[m3]、図5のステップ13で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINI[K]、図5のステップ14で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における圧力PINI[Pa]、エンジン回転速度NRPM[rpm]、図5のステップ15で算出されている反応確率RPROBA[%]を読み込む。 First, referring to FIG. 10, in step 161, the previous combustion start timing MBTCYCL [degBTDC], the volume VIVC [m 3 ] at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in step 12 of FIG. 5, and the step of FIG. The temperature TINI [K] at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in 13, the pressure PINI [Pa] at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in Step 14 of FIG. 5, and the engine speed NRPM [Rpm], the reaction probability RPROBA [%] calculated in step 15 of FIG. 5 is read.

ここで、前回燃焼開始時期MBTCYCLは、基本点火時期MBTCALの[degBTDC]の1サイクル前の値であり、その算出については図13により後述する。   Here, the previous combustion start timing MBTCYCL is a value one cycle before [degBTDC] of the basic ignition timing MBTCAL, and the calculation thereof will be described later with reference to FIG.

ステップ162では燃焼室5の燃焼開始時期における容積V0[m3]を算出する。前述したように、ここでの点火時期(燃焼開始時期)は今回のサイクルで演算する基本点火時期MBTCALではなく基本点火時期の1サイクル前の値である。すなわち、基本点火時期の1サイクル前の値であるMBTCYCLから次式により燃焼室5の燃焼開始時期における容積V0を算出する。 In step 162, the volume V0 [m 3 ] at the combustion start timing of the combustion chamber 5 is calculated. As described above, the ignition timing (combustion start timing) here is not the basic ignition timing MBTCAL calculated in the current cycle but a value one cycle before the basic ignition timing. That is, the volume V0 at the combustion start timing of the combustion chamber 5 is calculated from MBTCYCL, which is a value one cycle before the basic ignition timing, by the following equation.

V0=f6(MBTCYCL) …(11)
具体的には前回燃焼開始時期MBTCYCLにおけるピストン6のストローク位置と、燃焼室5のボア径から、燃焼室5のMBTCYCLにおける容積V0を算出する。図5のステップ12では、燃焼室5の吸気弁閉時期IVCにおける容積VIVCを、吸気弁閉時期をパラメータとする吸気弁閉時期容積のテーブルを検索することにより求めたが、ここではMBTCYCLをパラメータとする前回燃焼開始時期容積のテーブルを検索することにより、燃焼室5の前回燃焼開始時期MBTCYCLにおける容積V0を求めればよい。
V0 = f6 (MBTCYCL) (11)
Specifically, the volume V0 of MBTCYCL in the combustion chamber 5 is calculated from the stroke position of the piston 6 at the previous combustion start timing MBTCYCL and the bore diameter of the combustion chamber 5. In step 12 of FIG. 5, the volume VIVC of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing IVC is obtained by searching a table of intake valve closing timing volumes using the intake valve closing timing as a parameter. Here, MBTCYCL is set as a parameter. The volume V0 of the combustion chamber 5 at the previous combustion start time MBTCYCL may be obtained by searching the table of the previous combustion start time volume.

ステップ163では燃焼開始時期における有効圧縮比Ecを算出する。有効圧縮比Ecは無次元の値であり、次式に示すように燃焼室5の燃焼開始時期における容積V0を燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVCで除した値である。   In step 163, an effective compression ratio Ec at the combustion start timing is calculated. The effective compression ratio Ec is a dimensionless value, and is a value obtained by dividing the volume V0 of the combustion chamber 5 at the combustion start timing by the volume VIVC of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing, as shown in the following equation.

Ec=f7(V0、VIVC)
=V0/VIVC …(12)
ステップ164では吸気弁閉時期IVCから燃焼開始時期に至る間の燃焼室5内の温度上昇率TCOMPを次式に示すように有効圧縮比Ecに基づいて算出する。
Ec = f7 (V0, VIVC)
= V0 / VIVC (12)
In step 164, the temperature increase rate TCOMP in the combustion chamber 5 from the intake valve closing timing IVC to the combustion start timing is calculated based on the effective compression ratio Ec as shown in the following equation.

TCOMP=f8(Ec)=Ec^(κ−1) …(13)
ただし、κ:比熱比、
(13)式は断熱圧縮されるガスの温度上昇率の式である。なお、(13)式右辺の「^」は累乗計算を表している。この記号は後述する式でも使用する。
TCOMP = f8 (Ec) = Ec ^ (κ−1) (13)
Where κ: specific heat ratio,
Equation (13) is an equation for the rate of temperature rise of the adiabatic compressed gas. Note that “^” on the right side of the equation (13) represents power calculation. This symbol is also used in the formula described later.

κは断熱圧縮されるガスの定圧比熱を定容比熱で除した値で、断熱圧縮されるガスが空気であればκ=1.4であり、簡単にはこの値を用いればよい。ただし、混合気に対してκの値を実験的に求めることで、一層の算出精度の向上が可能である。   κ is a value obtained by dividing the constant pressure specific heat of the gas adiabatically compressed by the constant volume specific heat. If the gas adiabatically compressed is air, κ = 1.4, and this value may be used simply. However, the calculation accuracy can be further improved by experimentally determining the value of κ for the air-fuel mixture.

図11は(13)式を図示したものである。従って、このような特性のテーブルを予めエンジンコントローラ31のメモリに格納しておき、有効圧縮比Ecに基づき当該テーブルを検索することにより温度上昇率TCOMPを求めることも可能である。   FIG. 11 illustrates equation (13). Therefore, it is possible to obtain the temperature increase rate TCOMP by storing a table of such characteristics in advance in the memory of the engine controller 31 and searching the table based on the effective compression ratio Ec.

ステップ165では、燃焼室5の燃焼開始時期における温度T0[K]を、燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINIに温度上昇率TCOMPを乗じることで、つまり
T0=TINI×TCOMP …(14)
の式により算出する。
In step 165, the temperature T0 [K] at the combustion start timing of the combustion chamber 5 is multiplied by the temperature TINI at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 by the temperature increase rate TCOMP, that is, T0 = TINI × TCOMP (14)
It is calculated by the following formula.

ステップ166、167はステップ164、165と同様である。すなわち、ステップ166では吸気弁閉時期IVCから燃焼開始時期に至る間の燃焼室5内の圧力上昇率PCOMPを次式に示すように有効圧縮比Ecに基づいて算出する。   Steps 166 and 167 are the same as steps 164 and 165. That is, at step 166, the pressure increase rate PCOMP in the combustion chamber 5 from the intake valve closing timing IVC to the combustion start timing is calculated based on the effective compression ratio Ec as shown in the following equation.

PCOMP=f9(Ec)=Ec^κ…(41)
ただし、κ:比熱比、
(41)式も(13)式と同じに断熱圧縮されるガスの圧力上昇率の式である。(41)式右辺の「^」も(13)式と同じに累乗計算を表している。
PCOMP = f9 (Ec) = Ec ^ κ (41)
Where κ: specific heat ratio,
The equation (41) is also an equation for the rate of increase in pressure of the gas that is adiabatically compressed as in the equation (13). “^” On the right side of the equation (41) represents power calculation as in the equation (13).

κは上記(13)式で用いている値と同じで、断熱圧縮されるガスが空気であればκ=1.4であり、簡単にはこの値を用いればよい。ただし、混合気に対してその組成、温度からκの値を求めることで、一層の算出精度の向上が可能である。   κ is the same as the value used in the above equation (13). If the gas to be adiabatically compressed is air, κ = 1.4, and this value may be used simply. However, the calculation accuracy can be further improved by obtaining the value of κ from the composition and temperature of the air-fuel mixture.

図11と同様の特性のテーブルを予めエンジンコントローラ31のメモリに格納しておき、有効圧縮比Ecに基づき当該テーブルを検索することにより圧力上昇率PCOMPを求めることも可能である。   It is also possible to obtain a pressure increase rate PCOMP by storing a table having the same characteristics as in FIG. 11 in advance in the memory of the engine controller 31 and searching the table based on the effective compression ratio Ec.

ステップ167では、燃焼室5の燃焼開始時期における圧力P0[Pa]を、燃焼室5の吸気弁閉時期における圧力PINIに圧力上昇率PCOMPを乗じることで、つまり
P0=PINI×PCOMP …(42)
の式により算出する。
In step 167, the pressure P0 [Pa] at the combustion start timing of the combustion chamber 5 is multiplied by the pressure PINI at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 by the pressure increase rate PCOMP, that is, P0 = PINI × PCOMP (42)
It is calculated by the following formula.

ステップ168では、初期燃焼期間における層流燃焼速度SL1[m/sec]を次式(公知)により算出する。   In step 168, the laminar combustion speed SL1 [m / sec] in the initial combustion period is calculated by the following equation (known).

SL1=f10(T0、P0)
=SLstd×(T0/Tstd)2.18×(P0/Pstd)-0.16 …(15)
ただし、Tstd :基準温度[K]、
Pstd :基準圧力[Pa]、
SLstd:基準温度Tstdと基準圧力Pstdにおける基準層流燃焼
速度[m/sec]、
T0 :燃焼室5の燃焼開始時期における温度[K]、
P0 :燃焼室5の燃焼開始時期における圧力[Pa]、
層流燃焼速度(層流火炎速度)は気体の流れがない状態での火炎の伝播速度のことであり、燃焼室5内の圧縮速度、燃焼室5内の吸気流速に因らず、燃焼室5の温度及び圧力の関数となることが知られていることから、初期燃焼期間における層流燃焼速度を燃焼開始時温度T0と燃焼開始時圧力P0の関数として、また後述するように主燃焼期における層流燃焼速度を圧縮上死点時温度TTDCと圧縮上死点圧力PTDCの関数としている。これは、層流燃焼速度は一般的に、エンジン負荷、燃焼室5内の不活性ガス率、吸気弁閉時期、比熱比、吸気温度により変化するのであるが、これらは燃焼室5内の温度Tと圧力Pに影響する因子であるので、層流燃焼速度は最終的に燃焼室5内の温度Tと圧力Pにより規定できるとするものである。
SL1 = f10 (T0, P0)
= SLstd × (T0 / Tstd) 2.18 × (P0 / Pstd) −0.16 (15)
Where Tstd: reference temperature [K],
Pstd: Reference pressure [Pa]
SLstd: Reference laminar combustion at reference temperature Tstd and reference pressure Pstd
Speed [m / sec],
T0: temperature [K] at the combustion start timing of the combustion chamber 5;
P0: pressure [Pa] at the combustion start timing of the combustion chamber 5;
The laminar combustion velocity (laminar flame velocity) is the flame propagation velocity in the absence of gas flow, and is independent of the compression velocity in the combustion chamber 5 and the intake air flow velocity in the combustion chamber 5. 5 is known to be a function of the temperature and pressure of 5. Therefore, the laminar combustion speed in the initial combustion period is a function of the combustion start temperature T0 and the combustion start pressure P0, and as described later, the main combustion period. Is a function of the compression top dead center temperature TTDC and the compression top dead center pressure PTDC. This is because the laminar combustion speed generally varies depending on the engine load, the inert gas ratio in the combustion chamber 5, the intake valve closing timing, the specific heat ratio, and the intake air temperature. Since it is a factor that affects T and pressure P, it is assumed that the laminar combustion speed can be finally defined by the temperature T and pressure P in the combustion chamber 5.

上記の(15)式において基準温度Tstdと基準圧力Pstdと基準層流燃焼速度SLstdは実験により予め定められる値である。   In the above equation (15), the reference temperature Tstd, the reference pressure Pstd, and the reference laminar combustion speed SLstd are values determined in advance by experiments.

燃焼室5の通常の圧力である2bar以上の圧力下では、(15)式の圧力項(P0/Pstd)-0.16は小さな値となる。従って、圧力項(P0/Pstd)-0.16を一定値として、基準層流燃焼速度SLstdを基準温度Tstdのみで規定することも可能である。 Under a pressure of 2 bar or more, which is a normal pressure in the combustion chamber 5, the pressure term (P0 / Pstd) −0.16 in the equation (15) becomes a small value. Accordingly, it is also possible to define the reference laminar combustion speed SLstd only by the reference temperature Tstd with the pressure term (P0 / Pstd) −0.16 being a constant value.

従って、基準温度Tstdが550[K]で、基準層流燃焼速度SLstdが1.0[m/sec]で、圧力項が0.7である場合の燃焼開始時期における温度T0と層流燃焼速度SL1との関係は近似的に次式で定義することができる。   Accordingly, when the reference temperature Tstd is 550 [K], the reference laminar combustion rate SLstd is 1.0 [m / sec], and the pressure term is 0.7, the temperature T0 and the laminar combustion rate at the combustion start timing The relationship with SL1 can be approximately defined by the following equation.

SL1=f11(T0)
=1.0×0.7×(T0/550)2.18 …(16)
ステップ169では、初期燃焼期間におけるガス流動の乱れ強さST1を算出する。このガス流動の乱れ強さST1は無次元の値であり、燃焼室5に流入する新気の流速と燃料インジェクタ21の噴射燃料のペネトレーションとに依存する。
SL1 = f11 (T0)
= 1.0 × 0.7 × (T0 / 550) 2.18 (16)
In step 169, the gas flow turbulence intensity ST1 in the initial combustion period is calculated. The turbulence intensity ST1 of the gas flow is a dimensionless value, and depends on the flow rate of fresh air flowing into the combustion chamber 5 and the penetration of injected fuel from the fuel injector 21.

燃焼室5に流入する新気の流速は、吸気通路の形状と、吸気弁15の作動状態と、吸気弁15を設ける吸気ポート4の形状に依存する。噴射燃料のペネトレーションは燃料インジェクタ21の噴射圧力と、燃料噴射期間と、燃焼噴射タイミングに依存する。   The flow rate of fresh air flowing into the combustion chamber 5 depends on the shape of the intake passage, the operating state of the intake valve 15, and the shape of the intake port 4 where the intake valve 15 is provided. The penetration of the injected fuel depends on the injection pressure of the fuel injector 21, the fuel injection period, and the combustion injection timing.

最終的に、初期燃焼期間におけるガス流動の乱れ強さST1は、エンジン回転速度NRPMの関数として次式で表すことができる。   Finally, the turbulence strength ST1 of the gas flow during the initial combustion period can be expressed by the following equation as a function of the engine speed NRPM.

ST1=f12(NRPM)=C1×NRPM …(17)
ただし、C1:定数、
乱れ強さST1を回転速度NRPMをパラメータとするテーブルから求めることも可能である。
ST1 = f12 (NRPM) = C1 × NRPM (17)
Where C1: constant,
It is also possible to obtain the turbulence intensity ST1 from a table using the rotational speed NRPM as a parameter.

ステップ170では層流燃焼速度S1と乱れ強さST1から、初期燃焼期間におけるガスの燃焼速度FLAME1[m/sec]を次式により算出する。   In step 170, the gas combustion speed FLAME1 [m / sec] in the initial combustion period is calculated from the laminar combustion speed S1 and the turbulence intensity ST1 by the following equation.

FLAME1=SL1×ST1 …(18)
燃焼室5内にガス乱れがあるとガスの燃焼速度が変化する。(18)式はこのガス乱れに伴う燃焼速度への寄与(影響)を考慮したものである。
FLAME1 = SL1 × ST1 (18)
If there is gas turbulence in the combustion chamber 5, the gas combustion speed changes. Equation (18) takes into account the contribution (influence) to the combustion speed associated with this gas turbulence.

ステップ171では、次式により初期燃焼期間BURN1[deg]を算出する。   In step 171, the initial combustion period BURN1 [deg] is calculated by the following equation.

BURN1={(NRPM×6)×BR1×V0}
/(RPROBA×AF1×FLAME1) …(19)
ただし、AF1 :火炎核の反応面積(固定値)[m2]、
この(19)式および後述する(22)式は、燃焼ガス質量を燃焼速度で割ると燃焼期間が得られるとする次の基本式より導いたものであるが、(19)、(22)式右辺の分子、分母ががただちに燃焼ガス質量、燃焼速度を表すものではない。
BURN1 = {(NRPM × 6) × BR1 × V0}
/ (RPROBA × AF1 × FLAME1) (19)
However, AF1: Reaction area (fixed value) of flame kernel [m 2 ],
The equation (19) and the equation (22) to be described later are derived from the following basic equation that the combustion period is obtained by dividing the mass of the combustion gas by the combustion speed. The equations (19) and (22) The numerator and denominator on the right-hand side do not immediately indicate the mass of combustion gas or the burning rate.

燃焼期間[sec]=シリンダ内総質量[g]/(未燃ガス密度[g/m3
×火炎表面積[m2]×火炎速度[m/sec])
…(補1)
(補1)式右辺分母の未燃ガス密度は、未燃ガス質量[g]を未燃ガス体積[m3]で割った値であるので、従来装置のように質量に相当する充填効率ITACのみの関数では未燃ガス密度を正確に計算できているとはいえない。そこで、(補1)式に対して実験結果とを照らし合わせつつ所定の近似を導入して初めて得られたのが上記(19)式及び後述する(22)式に示す実験式である。
Combustion period [sec] = total mass in cylinder [g] / (unburned gas density [g / m 3 ]
× Flame surface area [m 2 ] × Flame speed [m / sec])
... (Supplement 1)
Since the unburned gas density in the right side denominator of (Supplement 1) is a value obtained by dividing the unburned gas mass [g] by the unburned gas volume [m 3 ], the charging efficiency ITAC corresponding to the mass as in the conventional device. It cannot be said that the unburned gas density can be calculated accurately with the function of only. Therefore, experimental formulas shown in the above formula (19) and formula (22) to be described later are obtained for the first time by introducing a predetermined approximation to the formula (complement 1) while checking the experimental results.

ここで、(19)式右辺のBR1は燃焼開始時期より初期燃焼期間BURN1の終了時期までの燃焼質量割合の変化代であり、ここではBR1=2%に設定している。(19)式右辺の(NRPM×6)は単位をrpmからクランク角(deg)に変換するための処理である。火炎核の反応面積AF1は実験的に設定される。   Here, BR1 on the right side of the equation (19) is a change amount of the combustion mass ratio from the combustion start timing to the end timing of the initial combustion period BURN1, and here BR1 = 2% is set. (NRPM × 6) on the right side of the equation (19) is a process for converting the unit from rpm to crank angle (deg). The reaction area AF1 of the flame kernel is set experimentally.

また、初期燃焼期間中はほぼ燃焼室容積は変わらないとみなすことができる。従って、初期燃焼期間BURN1を算出するに際して最初の燃焼室容積である燃焼開始時の燃焼室容積V0を採用している。   Further, it can be assumed that the combustion chamber volume does not change during the initial combustion period. Therefore, when calculating the initial combustion period BURN1, the combustion chamber volume V0 at the start of combustion, which is the first combustion chamber volume, is employed.

次に図12のフローに移ると、ステップ181では図10のステップ161と同様に、図5のステップ12で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVC[m3]、図5のステップ13で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINI[K]、図5のステップ14で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における圧力PINI[Pa]、エンジン回転速度NRPM[rpm]、図5のステップ15で算出されている反応確率RPROBA[%]を読み込み、さらにシリンダ新気量MACYL[g]、目標当量比TFBYA、内部不活性ガス量MRES[g]、外部不活性ガス量MEGR[g]を読み込む。 Next, the flow of FIG. 12 is followed. In step 181, similarly to step 161 of FIG. 10, the volume VIVC [m 3 ] at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in step 12 of FIG. The temperature TINI [K] at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in step 13 of FIG. 5, the pressure PINI [Pa] at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in step 14 of FIG. The speed NRPM [rpm], the reaction probability RPROBA [%] calculated in step 15 of FIG. 5 is read, and the cylinder fresh air amount MACYL [g], the target equivalent ratio TFBYA, the internal inert gas amount MRES [g], The external inert gas amount MEGR [g] is read.

ここで、図1には外部EGR装置は示していないが、図12に関する限り外部EGR装置を備えているエンジンを前提として説明する。この場合に、外部不活性ガス量MEGRは例えば公知の手法(特開平10−141150号公報参照)を用いて算出すればよい。なお、図1に示す本実施形態のように外部EGR装置を備えていないエンジンを対象とするときには外部不活性ガス量MEGR=0で扱えば足りる。シリンダ新気量MACYL、内部不活性ガス量MRESの算出については図14以降で後述する。   Here, although an external EGR device is not shown in FIG. 1, as far as FIG. 12 is concerned, an explanation will be given on the premise of an engine equipped with an external EGR device. In this case, the external inert gas amount MEGR may be calculated using, for example, a known method (see Japanese Patent Laid-Open No. 10-141150). It should be noted that when an engine that does not include an external EGR device as in the present embodiment shown in FIG. 1 is used, it is sufficient to handle the external inert gas amount MEGR = 0. The calculation of the cylinder fresh air amount MACYL and the internal inert gas amount MRES will be described later with reference to FIG.

ステップ182、183は図10のステップ163、164と同様である。すなわち、ステップ182で圧縮上死点時期における有効圧縮比Ec 2を算出する。有効圧縮比Ec 2も上記(12)式の有効圧縮比Ecと同様に無次元の値であり、次式に示すように燃焼室5の圧縮上死点時における容積VTDCを燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVCで除した値である。 Steps 182 and 183 are the same as steps 163 and 164 in FIG. That is, in step 182, the effective compression ratio Ec at the compression top dead center time. 2 is calculated. Effective compression ratio Ec 2 is also a dimensionless value like the effective compression ratio Ec of the above equation (12), and the volume VTDC at the time of compression top dead center of the combustion chamber 5 is calculated at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber 5 as shown in the following equation. The value divided by the volume VIVC.

Ec 2=f13(VTDC、VIVC)=VTDC/VIVC
…(43)
(43)式において燃焼室5の圧縮上死点時における容積VTDCは運転条件によらず一定であり、予めエンジンコントローラ31のメモリに格納しておけばよい。
Ec 2 = f13 (VTDC, VIVC) = VTDC / VIVC
... (43)
In equation (43), the volume VTDC at the time of compression top dead center of the combustion chamber 5 is constant regardless of the operating conditions, and may be stored in the memory of the engine controller 31 in advance.

ステップ183では吸気弁閉時期IVCから圧縮上死点に至る間の燃焼室5内の断熱圧縮による温度上昇率TCOMP 2を次式に示すように有効圧縮比Ec 2に基づいて算出する。 In step 183, the temperature increase rate TCOMP due to adiabatic compression in the combustion chamber 5 during the period from the intake valve closing timing IVC to the compression top dead center. 2 is an effective compression ratio Ec as shown in the following equation: 2 is calculated.

TCOMP 2=f14(Ec 2)
=Ec 2^(κ−1)…(44)
ただし、κ:比熱比、
図11と同様の特性のテーブルを予めエンジンコントローラ31のメモリに格納しておき、有効圧縮比Ec 2から当該テーブルを検索することにより温度上昇率TCOMP 2を求めることも可能である。
TCOMP 2 = f14 (Ec 2)
= Ec 2 ^ (κ-1) (44)
Where κ: specific heat ratio,
A table having the same characteristics as in FIG. 11 is stored in advance in the memory of the engine controller 31 and the effective compression ratio Ec. By searching the table from 2, the temperature rise rate TCOMP 2 can also be obtained.

ステップ184ではシリンダ新気量MACYL、目標当量比TFBYA、内部不活性ガス量MRES、外部不活性ガス量MEGRから次式により燃焼室5の総ガス質量MGAS[g]を算出する。   In step 184, the total gas mass MGAS [g] in the combustion chamber 5 is calculated from the cylinder fresh air amount MACYL, the target equivalent ratio TFBYA, the internal inert gas amount MRES, and the external inert gas amount MEGR by the following equation.

MGAS=MACYL×(1+TFBYA/14.7)+MRES+MEGR
…(45)
(45)式右辺の括弧内の「1」は新気分、「TFBYA/14.7」は燃料分である。
MGAS = MACYL × (1 + TFBYA / 14.7) + MRES + MEGR
... (45)
“1” in parentheses on the right side of the equation (45) is a fresh air, and “TFBYA / 14.7” is a fuel.

ステップ185ではこの燃焼室5の総ガス質量MGASと、シリンダ新気量MACYL、目標当量比TFBYAを用い、次式により混合気の燃焼による温度上昇量(燃焼上昇温度)TBURN[K]を算出する。   In step 185, the total gas mass MGAS of the combustion chamber 5, the cylinder fresh air amount MACYL, and the target equivalent ratio TFBYA are used to calculate the temperature increase amount (combustion increase temperature) TBURN [K] due to the combustion of the air-fuel mixture using the following equation. .

TBURN={MACYL×TFBYA/14.7×BRk×Q}
/(Cv×MGAS)…(46)
ただし、Q :燃料の定発熱量、
BRk:シリンダ内燃料の燃焼質量割合、
Cv :定積比熱、
(46)式右辺の分子はシリンダ内燃料による発生総熱量[J]、分母は単位発生熱量当たりの温度上昇率[J/K]を意味している。すなわち、(46)式は熱力学の公式に当てはめた近似式である。
TBURN = {MACYL × TFBYA / 14.7 × BRk × Q}
/ (Cv × MGAS) (46)
Where Q is the constant calorific value of the fuel,
BRk: Combustion mass ratio of fuel in cylinder,
Cv: constant volume specific heat,
The numerator on the right side of the equation (46) means the total heat generated by the fuel in the cylinder [J], and the denominator means the temperature increase rate per unit generated heat [J / K]. That is, the equation (46) is an approximate equation applied to the thermodynamic formula.

ここで、シリンダ内燃料の燃焼質量割合BRkとしては予め実験等で適合しておく。簡易的には例えば60%/2=30%を設定する。これは、本実施形態では燃焼質量割合BRが約60%に達するまでを燃焼期間として扱うので、そのちょうど中間の30%をBRkとして設定するものである。   Here, the combustion mass ratio BRk of the in-cylinder fuel is adapted in advance through experiments or the like. For example, 60% / 2 = 30% is set. In this embodiment, since the combustion mass ratio BR reaches about 60% as the combustion period, the intermediate 30% is set as BRk.

燃料の定発熱量Qは燃料の種類により異なる値であるので、燃料の種類に応じ予め実験等で求めておく。定積比熱Cvは2〜3の値であり予め実験等で代表値を適合しておく。ただし、混合気に対してその組成、温度から定積比熱Cvの値を求めることで、一層の算出精度の向上が可能である。   Since the constant calorific value Q of fuel varies depending on the type of fuel, it is obtained in advance by experiments or the like according to the type of fuel. The constant volume specific heat Cv is a value of 2 to 3, and the representative value is adapted beforehand by an experiment or the like. However, the calculation accuracy can be further improved by obtaining the value of the constant volume specific heat Cv from the composition and temperature of the air-fuel mixture.

ステップ186では、燃焼室5の圧縮上死点における温度TTDC[K]を、燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINIに圧縮上死点までの温度上昇率TCOMP 2を乗じその乗算値に上記の燃焼上昇温度TBURNを加算することで、つまり次式により算出する。 In step 186, the temperature TTDC [K] at the compression top dead center of the combustion chamber 5 is changed from the temperature TINI at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 to the temperature increase rate TCOMP to the compression top dead center. Multiply by 2 and add the combustion rise temperature TBURN to the multiplication value, that is, the following equation is used.

TTDC=TINI×TCOMP 2+TBURN
…(47)
ステップ187では、この燃焼室5の圧縮上死点における温度TTDCと容積VTDC及び燃焼室5の吸気弁閉時期における圧力PINI、容積VIVC及び温度TINIから次式により燃焼室5の圧縮上死点における圧力PTDC[K]を算出する。
TTDC = TINI × TCOMP 2 + TBURN
... (47)
In step 187, the temperature TTDC and the volume VTDC at the compression top dead center of the combustion chamber 5 and the pressure PINI, the volume VIVC and the temperature TINI at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber 5 are The pressure PTDC [K] is calculated.

PTDC=PINI×VIVC×TTDC/(VTDC×TINI)
…(48)
(48)式は状態方程式を用いて得たものである。すなわち、吸気弁閉時期における圧力、容積及び温度(PINI、VIVC、TINI)を用いて次の状態方程式が成立する。
PTDC = PINI × VIVC × TTDC / (VTDC × TINI)
... (48)
Equation (48) is obtained using the equation of state. That is, the following equation of state is established using the pressure, volume and temperature (PINI, VIVC, TINI) at the intake valve closing timing.

PINI×VIVC=n・R・TINI…(補2)
ただし、n:モル数、
R:ガス定数、
圧縮上死点近傍では容積はほぼ等しいので、圧縮上死点での圧力、容積及び温度(PTDC、VTDC、TTDC)を用いて次の状態方程式が成立する。
PINI x VIVC = n · R · TINI (Supplement 2)
Where n is the number of moles
R: gas constant,
Since the volume is almost equal in the vicinity of the compression top dead center, the following equation of state is established using the pressure, volume and temperature (PTDC, VTDC, TTDC) at the compression top dead center.

PTDC×VTDC=n・R・TTDC…(補3)
この(補3)式と上記(補2)との両式からn・Rを消去しPTDCについて解くと、上記(48)式が得られる。
PTDC × VTDC = n · R · TTDC (Supplement 3)
When n · R is eliminated from both (complement 3) and (complement 2) and PTPT is solved, the above equation (48) is obtained.

ステップ188では図10のステップ168と同様にして、次式(公知)により、主燃焼期間における層流燃焼速度SL2[m/sec]を算出する。   In step 188, similarly to step 168 of FIG. 10, a laminar combustion speed SL2 [m / sec] in the main combustion period is calculated by the following equation (known).

SL2=f15(TTDC、PTDC)
=SLstd×(TTDC/Tstd)2.18×(PTDC/Pstd)-0.16
…(49)
ただし、Tstd :基準温度[K]、
Pstd :基準圧力[Pa]、
SLstd:基準温度Tstdと基準圧力Pstdにおける基準層流燃焼速度
[m/sec]、
TTDC:燃焼室5の圧縮上死点における温度[K]、
PTDC:燃焼室5の圧縮上死点における圧力[Pa]、
(49)式の解説は上記(16)式と同様ある。すなわち、(49)式の基準温度Tstdと基準圧力Pstdと基準層流燃焼速度SLstdは実験により予め定められる値である。燃焼室5の通常の圧力である2bar以上の圧力下では、(49)式の圧力項(PTDC/Pstd)-0.16は小さな値となる。従って、圧力項(PTDC/Pstd)-0.16を一定値として、基準層流燃焼速度SLstdを基準温度Tstdのみで規定することも可能である。よって、基準温度Tstdが550[K]で、基準層流燃焼速度SLstdが1.0[m/sec]で、圧力項が0.7である場合の圧縮上死点における温度TTDCと層流燃焼速度SL2との関係は近似的に次式で定義することができる。
SL2 = f15 (TTDC, PTDC)
= SLstd × (TTDC / Tstd) 2.18 × (PTDC / Pstd) −0.16
... (49)
Where Tstd: reference temperature [K],
Pstd: Reference pressure [Pa]
SLstd: reference laminar burning velocity at reference temperature Tstd and reference pressure Pstd
[M / sec],
TTDC: temperature [K] at the compression top dead center of the combustion chamber 5;
PTDC: pressure [Pa] at the compression top dead center of the combustion chamber 5
The explanation of the equation (49) is the same as the equation (16). That is, the reference temperature Tstd, the reference pressure Pstd, and the reference laminar combustion speed SLstd in the equation (49) are values determined in advance by experiments. Under a pressure of 2 bar or more, which is a normal pressure in the combustion chamber 5, the pressure term (PTDC / Pstd) −0.16 in the equation (49) becomes a small value. Accordingly, it is also possible to define the reference laminar combustion speed SLstd only by the reference temperature Tstd with the pressure term (PTDC / Pstd) −0.16 being a constant value. Therefore, when the reference temperature Tstd is 550 [K], the reference laminar combustion speed SLstd is 1.0 [m / sec], and the pressure term is 0.7, the temperature TTDC at the compression top dead center and the laminar combustion The relationship with the speed SL2 can be approximately defined by the following equation.

SL2=f16(TTDC)
=1.0×0.7×(TTDC/550)2.18
…(50)
ステップ189では主燃焼期間におけるガス流動の乱れ強さST2を算出する。このガス流動の乱れ強さST2も初期燃焼期間におけるガス流動の乱れ強さST1と同様に、エンジン回転速度NRPMの関数として次式で表すことができる。
SL2 = f16 (TTDC)
= 1.0 × 0.7 × (TTDC / 550) 2.18
... (50)
In step 189, the turbulence intensity ST2 of the gas flow during the main combustion period is calculated. The turbulence intensity ST2 of the gas flow can be expressed by the following equation as a function of the engine speed NRPM, similarly to the turbulence intensity ST1 of the gas flow during the initial combustion period.

ST2=f17(NRPM)=C2×NRPM …(20)
ただし、C2:定数、
乱れ強さST2を回転速度をパラメータとするテーブルから求めることも可能である。
ST2 = f17 (NRPM) = C2 × NRPM (20)
Where C2 is a constant,
It is also possible to obtain the turbulence intensity ST2 from a table using the rotation speed as a parameter.

ステップ190では、層流燃焼速度SL2[m/sec]と主燃焼期間におけるガス流動の乱れ強さST2とから、主燃焼期間における燃焼速度FLAME2[m/sec]を次式により算出する。   In step 190, from the laminar combustion speed SL2 [m / sec] and the turbulence intensity ST2 of the gas flow in the main combustion period, the combustion speed FLAME2 [m / sec] in the main combustion period is calculated by the following equation.

FLAME2=SL2×ST2 …(21)
ただし、SL2:層流燃焼速度[m/sec]、
(21)式は(18)式と同様、ガス乱れに伴う燃焼速度への寄与を考慮したものである。
FLAME2 = SL2 × ST2 (21)
However, SL2: Laminar burning velocity [m / sec],
Equation (21) considers the contribution to the combustion speed associated with gas turbulence, as in Equation (18).

ステップ191では、主燃焼期間BURN2[deg]を(19)式に類似した次式で算出する。   In step 191, the main combustion period BURN2 [deg] is calculated by the following equation similar to the equation (19).

BURN2={(NRPM×6)×(BR2×VTDC)}
/(RPROBA×AF2×FLAME2) …(22)
ただし、AF2:火炎核の反応面積[m2]、
ここで、(22)式右辺のBR2は主燃焼期間の開始時期より終了時期までの燃焼質量割合の変化代である。初期燃焼期間の終了時期に燃焼質量割合BRが2%になり、その後、主燃焼期間が開始し、燃焼質量割合BRが60%に達して主燃焼期間が終了すると考えているので、BR2=60%−2%=58%を設定している。AF2は火炎核の成長行程における平均の反応面積であり、(19)式のAF1と同様に、予め実験的に定めた固定値とする。
BURN2 = {(NRPM × 6) × (BR2 × VTDC)}
/ (RPROBA × AF2 × FLAME2) (22)
However, AF2: reaction area [m 2 ] of the flame kernel,
Here, BR2 on the right side of the equation (22) is a change amount of the combustion mass ratio from the start timing to the end timing of the main combustion period. Since the combustion mass ratio BR becomes 2% at the end of the initial combustion period, and then the main combustion period starts and the combustion mass ratio BR reaches 60% and the main combustion period ends, BR2 = 60 % -2% = 58% is set. AF2 is an average reaction area in the growth process of the flame kernel, and is set to a fixed value experimentally determined in advance, like AF1 in the equation (19).

主燃焼期間では圧縮上死点を挟んで燃焼室容積が変化する。つまり、主燃焼期間の開始時期と、主燃焼期間の終了時期のほぼ中央に圧縮上死点位置が存在するとみなすことができる。また、圧縮上死点付近ではクランク角が変化しても燃焼室容積があまり変化しない。そこで主燃焼期間での燃焼室容積としてはこの圧縮上死点での燃焼室容積VTDCで代表させることとしている。   During the main combustion period, the combustion chamber volume changes with the compression top dead center interposed therebetween. That is, it can be considered that the compression top dead center position exists at the approximate center between the start timing of the main combustion period and the end timing of the main combustion period. In addition, the combustion chamber volume does not change much in the vicinity of the compression top dead center even if the crank angle changes. Therefore, the combustion chamber volume in the main combustion period is represented by the combustion chamber volume VTDC at the compression top dead center.

図13は基本点火時期MBTCAL[degBTDC]を算出するためのもので、一定時間毎(例えば10msec毎)に実行する。図10、図12のうち遅く実行されるフローに続けて実行する。   FIG. 13 is for calculating the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC], and is executed at regular intervals (for example, every 10 msec). This is executed following the flow that is executed later in FIGS.

ステップ41では、図10のステップ171で算出されている初期燃焼期間BURN1[deg]、図12のステップ191で算出されている主燃焼期間BURN2[deg]、図5のステップ17で算出されている基準クランク角θPMAX[degATDC]、点火時期無駄時間相当クランク角IGNDEAD[deg]を読み込む。   In step 41, the initial combustion period BURN1 [deg] calculated in step 171 of FIG. 10, the main combustion period BURN2 [deg] calculated in step 191 of FIG. 12, and calculated in step 17 of FIG. The reference crank angle θPMAX [degATDC] and the ignition timing dead time equivalent crank angle IGNDEAD [deg] are read.

上記の点火無駄時間相当クランク角IGNDEADの算出については図29のフローにより説明する(詳細は特願2003−109040を参照)。図29のフローは、図10、図12のフローで示した燃焼期間BURN1、BURNN2を算出した後、図13のフローの実行前に実行する。   The calculation of the ignition dead time equivalent crank angle IGNDEAD will be described with reference to the flow of FIG. 29 (refer to Japanese Patent Application No. 2003-109040 for details). The flow of FIG. 29 is executed before the execution of the flow of FIG. 13 after calculating the combustion periods BURN1 and BURN2 shown in the flow of FIGS.

ここでは、点火無駄時間DEADTIME[μsec]をまず算出し、その点火無駄時間DEADTIMEをクランク角に換算する。点火無駄時間DEADTIMEは点火指令を受けてから燃焼室5内で実際に燃焼が開始するまでの遅れ時間である。点火無駄時間に影響する因子は燃焼室5の圧力及び温度、混合気の空燃比の3つでありしかもこれら各因子の点火無駄時間への影響は互いに独立であるとして算出する。   Here, the ignition dead time DEADTIME [μsec] is first calculated, and the ignition dead time DEADTIME is converted into a crank angle. The dead ignition time DEADTIME is a delay time from when the ignition command is received until when combustion actually starts in the combustion chamber 5. There are three factors that influence the ignition dead time, namely, the pressure and temperature of the combustion chamber 5 and the air-fuel ratio of the air-fuel mixture, and the influence of these factors on the ignition dead time is calculated as independent of each other.

図29においてステップ201では図13のステップ43で算出されている基本点火時期MBTCAL[degBTDC]、図5のステップ12で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVC[m3]、図5のステップ13で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINI[K]、図5のステップ14で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における圧力PINI[Pa]、目標当量比TFBYA、エンジン回転速度NRPM[rpm]を読み込む。 29, in step 201, the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] calculated in step 43 of FIG. 13, the volume VIVC [m 3 ] at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in step 12 of FIG. The temperature TINI [K] at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in step 13 of FIG. 5, the pressure PINI [Pa] at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in step 14 of FIG. The target equivalent ratio TFBYA and the engine speed NRPM [rpm] are read.

ステップ202〜205では図10のステップ162〜167と同様にして燃焼開始時期における有効圧縮比Ec(=V0/VIVC)を算出し、その圧縮比Ecを用いて燃焼室5の燃焼開始時期における温度T0と、燃焼室5の燃焼開始時期における圧力P0とを算出する。   In steps 202 to 205, the effective compression ratio Ec (= V0 / VIVC) at the combustion start timing is calculated in the same manner as steps 162 to 167 in FIG. 10, and the temperature of the combustion chamber 5 at the combustion start timing is calculated using the compression ratio Ec. T0 and the pressure P0 at the combustion start timing of the combustion chamber 5 are calculated.

T0=TINI×Ec^(κ−1) …(10−1)
P0=PINI×Ec^κ …(10−2)
ただし、κ:比熱比、
ステップ206では燃焼室5の燃焼開始時期における圧力P0の関数として点火無駄時間基本値DEADTIME0[μsec]を次式により算出する。
T0 = TINI × Ec ^ (κ−1) (10-1)
P0 = PINI × Ec ^ κ (10-2)
Where κ: specific heat ratio,
In step 206, the ignition dead time basic value DEADTIME0 [μsec] is calculated by the following equation as a function of the pressure P0 at the combustion start timing of the combustion chamber 5.

DEADTIME0=f21(P0) …(10−3)
例えば燃焼室5の燃焼開始時期における圧力P0から図30を内容とするテーブルを検索することにより点火無駄時間基本値DEADTIME0を求めればよい。点火無駄時間基本値DEADTIME0は理論空燃比のときかつ燃焼室5の燃焼開始時期における温度が基準温度である場合の値で、図30のように圧力P0が高いほど大きくなる。高圧で点火無駄時間が長くなるのは、高圧下では混合気が気化しにくくなるためである。
DEADTIME0 = f21 (P0) (10-3)
For example, the ignition dead time basic value DEADTIME0 may be obtained by searching a table having the contents shown in FIG. 30 from the pressure P0 at the combustion start timing of the combustion chamber 5. The ignition dead time basic value DEADTIME0 is a value when the theoretical air-fuel ratio and the temperature at the combustion start timing of the combustion chamber 5 are the reference temperature, and increases as the pressure P0 increases as shown in FIG. The reason for the increased ignition dead time at high pressure is that the air-fuel mixture is less likely to vaporize at high pressure.

ステップ207〜209は点火無駄時間に対する2つの補正係数を算出する部分である。すなわち、燃焼室5の燃焼開始時期における温度が基準温度より低下したり、混合気の空燃比が理論空燃比より外れるときには、点火無駄時間基本値DEADTIME0が実際と合わなくなるので、温度補正係数Kdtmtと空気過剰率補正係数Kdtmlmbとを導入している。   Steps 207 to 209 are parts for calculating two correction coefficients for the ignition dead time. That is, when the temperature at the combustion start timing of the combustion chamber 5 falls below the reference temperature or the air-fuel ratio of the air-fuel mixture deviates from the stoichiometric air-fuel ratio, the ignition dead time basic value DEADTIME0 does not match the actual value, so the temperature correction coefficient Kdtmt An excess air ratio correction coefficient Kdtmlmb is introduced.

まずステップ207では燃焼室5の燃焼開始時期における温度T0の関数として点火無駄時間の温度補正係数Kdtmtを次式により算出する。   First, at step 207, a temperature correction coefficient Kdtmt for the ignition dead time is calculated by the following equation as a function of the temperature T0 at the combustion start timing of the combustion chamber 5.

Kdtmt=f22(T0) …(10−4)
例えば燃焼室5の燃焼開始時期における温度T0から図31を内容とするテーブルを検索することにより温度補正係数Kdtmtを求めればよい。温度補正係数Kdtmtは図31のように基準温度以上のとき1.0であり、基準温度より低くなるほど大きくなる値である。すなわち、温度T0が低いほど点火無駄時間は長くなる。
Kdtmt = f22 (T0) (10-4)
For example, the temperature correction coefficient Kdtmt may be obtained by searching a table containing FIG. 31 from the temperature T0 at the combustion start timing of the combustion chamber 5. The temperature correction coefficient Kdtmt is 1.0 when the temperature is equal to or higher than the reference temperature as shown in FIG. That is, as the temperature T0 is lower, the ignition dead time becomes longer.

ステップ208では目標当量比TFBYAの逆数を目標空気過剰率TLAMBDAとしてつまり次式により目標空気過剰率TLAMBDA求める。   In step 208, the reciprocal of the target equivalent ratio TFBYA is determined as the target excess air ratio TLAMBDA, that is, the target excess air ratio TLAMBDA is obtained by the following equation.

TLAMBDA=1/TFBYA …(10−5)
ステップ209では、この目標空気過剰率TLAMBDAの関数として点火無駄時間の空気過剰率補正係数Kdtmlmbを次式により算出する。
TLAMBDA = 1 / TFBYA (10-5)
In step 209, the excess air ratio correction coefficient Kdtmlmb for the ignition dead time is calculated by the following equation as a function of the target excess air ratio TLAMBDA.

Kdtmlmb=f23(TLAMBDA) …(10−6)
例えば目標空気過剰率TLAMBDAから図32を内容とするテーブルを検索することにより空気過剰率補正係数Kdtmlmbを求めればよい。空気過剰率補正係数Kdtmlmbは図32のように目標空気過剰率TLAMBDAが1のとき(つまり理論空燃比のとき)最小の1.0となり、これより大きくても小さくても大きくなる値である。すなわち、空燃比が理論空燃比よりリッチ側にずれてもリーン側にずれても点火無駄時間は長くなる。
Kdtmlmb = f23 (TLAMBDA) (10-6)
For example, the excess air ratio correction coefficient Kdtmlmb may be obtained by searching a table containing the contents of FIG. 32 from the target excess air ratio TLAMBDA. The excess air ratio correction coefficient Kdtmlmb is a minimum value of 1.0 when the target excess air ratio TLAMBDA is 1 (that is, the stoichiometric air-fuel ratio) as shown in FIG. 32, and is a value that is larger or larger than this. That is, the ignition dead time becomes longer even when the air-fuel ratio deviates from the stoichiometric air-fuel ratio to the rich side or to the lean side.

ステップ210では点火無駄時間基本値DEADTIME0を2つの補正係数Kdtmt、Kdtmlmbで補正することにより、つまり次式により点火無駄時間DEADTIME[μsec]を算出する。   In step 210, the ignition dead time basic value DEADTIME0 is corrected by two correction coefficients Kdtmt and Kdtmlmb, that is, the ignition dead time DEADTIME [μsec] is calculated by the following equation.

DEADTIME=DEADTIME0×Kdtmt×Kdtmlmb
…(10−7)
ここでは、圧力P0によるものを基本値(DEADTIME0)として温度T0と空燃比(TLAMBDA)により補正する形式としたが、これに限られるものでなく、温度T0によるものを基本値として圧力P0と空燃比(TLAMBDA)により補正したり、空燃比(TLAMBDA)によるものを基本値として温度T0と圧力P0により補正するようにしてもかまわない。また、点火無駄時間に影響する因子はこれに限られるものでなく、充填効率や不活性ガス率(内部不活性ガス率MRESや外部不活性ガス率)があるので、これらの因子をも考慮して点火無駄時間を算出することができる。ただし、5つの因子全てを考慮する必要は必ずしもなく、少なくとも1つの因子をパラメータとして点火無駄時間を算出すればよい。
DEADTIME = DEADTIME0 × Kdtmt × Kdtmlmb
... (10-7)
Here, the pressure P0 is corrected to the basic value (DEADTIME0) by the temperature T0 and the air-fuel ratio (TLAMBDA). However, the present invention is not limited to this. The pressure P0 and the empty value are determined based on the temperature T0. It may be corrected by the fuel ratio (TLAMBDA) or may be corrected by the temperature T0 and the pressure P0 based on the air / fuel ratio (TLAMBDA). In addition, the factors affecting the ignition dead time are not limited to this, and there are charging efficiency and inert gas rate (internal inert gas rate MRES and external inert gas rate). Thus, the ignition dead time can be calculated. However, it is not always necessary to consider all five factors, and the ignition dead time may be calculated using at least one factor as a parameter.

最後にステップ211では、点火無駄時間相当クランク角IGNDEAD[deg]を算出する。点火無駄時間相当クランク角IGNDEADは、エンジンコントローラ31から点火コイル13の一次電流を遮断する信号を出力したタイミングから点火プラグ14が実際に点火するまでのクランク角区間で、次式により表すことができる。   Finally, in step 211, the crank angle IGNDEAD [deg] corresponding to the ignition dead time is calculated. The ignition dead time equivalent crank angle IGNDEAD is a crank angle section from the timing at which the engine controller 31 outputs a signal for cutting off the primary current of the ignition coil 13 until the ignition plug 14 actually ignites, and can be expressed by the following equation. .

IGNDEAD=f5(DEADTIME、NRPM) …(10−8)
(10−8)式は、エンジン回転速度NRPMから点火無駄時間DEADTIMEに相当するクランク角である点火無駄時間相当クランク角IGNDEADを算出するためのものである。
IGNDEAD = f5 (DEADTIME, NRPM) (10-8)
The expression (10-8) is for calculating the ignition dead time equivalent crank angle IGNDEAD, which is the crank angle corresponding to the ignition dead time DEADTIME, from the engine speed NRPM.

図13に戻りステップ42では、初期燃焼期間BURN1と主燃焼期間BURN2の合計を燃焼期間BURN[deg]として算出する。   Returning to FIG. 13, in step 42, the sum of the initial combustion period BURN1 and the main combustion period BURN2 is calculated as the combustion period BURN [deg].

ステップ43では次式により基本点火時期MBTCAL[degBTDC]を算出する。   In step 43, the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] is calculated by the following equation.

MBTCAL=BURN−θPMAX+IGNDEAD …(23)
ステップ44では、この基本点火時期MBTCALから点火無駄時間相当クランク角IGNDEADを差し引いた値を前回燃焼開始時期MBTCYCL[degBTDC]として算出する。
MBTCAL = BURN−θPMAX + IGNDEAD (23)
In step 44, the value obtained by subtracting the ignition dead time equivalent crank angle IGNDEAD from the basic ignition timing MBTCAL is calculated as the previous combustion start timing MBTCYCL [degBTDC].

今サイクルの点火時期指令値としてステップ43で算出された基本点火時期MBTCALが用いられたとすると、次サイクルの点火時期になるまでの間、ステップ44で算出された前回燃焼開始時期MBTCYCLが図10のステップ162において用いられる。   Assuming that the basic ignition timing MBTCAL calculated in step 43 is used as the ignition timing command value for the current cycle, the previous combustion start timing MBTCYCL calculated in step 44 is calculated until the ignition timing for the next cycle is reached. Used in step 162.

図14は燃焼室5内の内部不活性ガス率MRESFRを算出するためのもので、一定時間毎(例えば10msec毎)に実行する。このフローは上記図5のフローに先立って実行する。   FIG. 14 is for calculating the internal inert gas ratio MRESFR in the combustion chamber 5 and is executed at regular intervals (for example, every 10 msec). This flow is executed prior to the flow of FIG.

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

ステップ53では、燃焼室5内の内部不活性ガス量MRESを算出する。この内部不活性ガス量MRESの算出については、図15のフローにより説明する。   In step 53, an internal inert gas amount MRES in the combustion chamber 5 is calculated. The calculation of the internal inert gas amount MRES will be described with reference to the flow of FIG.

図15(図14ステップ53のサブルーチン)においてステップ61では、燃焼室5内の排気弁閉時期EVCにおける不活性ガス量MRESCYLを算出する。この不活性ガス量MRESCYLの算出についてはさらに図16のフローにより説明する。   In FIG. 15 (subroutine of step 53 in FIG. 14), in step 61, an inert gas amount MRESCYL at the exhaust valve closing timing EVC in the combustion chamber 5 is calculated. The calculation of the inert gas amount MRESCYL will be further described with reference to the flowchart of FIG.

図16(図15ステップ61のサブルーチン)においてステップ71では、排気弁閉時期EVC[degBTDC]、温度センサ45により検出される排気温度TEXH[K]、圧力センサ46により検出される排気圧力PEXH[kPa]を読み込む。   In FIG. 16 (subroutine of step 61 in FIG. 15), in step 71, the exhaust valve closing timing EVC [degBTDC], the exhaust temperature TEXH [K] detected by the temperature sensor 45, the exhaust pressure PEXH [kPa] detected by the pressure sensor 46 ].

ここで、吸気弁閉時期IVCが吸気VTC機構27に与える指令値から既知であったように、排気弁閉時期EVCも排気VTC機構28に与える指令値から既知である。   Here, just as the intake valve closing timing IVC is known from the command value given to the intake VTC mechanism 27, the exhaust valve closing timing EVC is also known from the command value given to the exhaust VTC mechanism 28.

ステップ72では燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける容積VEVCを算出する。これは吸気弁閉時期IVCにおける容積VIVCと同様に、排気弁閉時期をパラメータとするテーブルを検索することにより求めればよい。すなわち、排気弁VTC機構28を備える場合には、排気弁閉時期EVCから図23に示すテーブルを検索することにより、燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける容積VEVCを求めればよい。排気VTC機構28を備えないときには定数で与えることができる。   In step 72, the volume VEVC of the combustion chamber 5 at the exhaust valve closing timing EVC is calculated. This may be obtained by searching a table using the exhaust valve closing timing as a parameter, similarly to the volume VIVC at the intake valve closing timing IVC. That is, when the exhaust valve VTC mechanism 28 is provided, the volume VEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 may be obtained by searching the table shown in FIG. 23 from the exhaust valve closing timing EVC. When the exhaust VTC mechanism 28 is not provided, a constant value can be given.

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

ステップ73では、目標当量比TFBYAから図24に示すテーブルを検索することにより、燃焼室5内の不活性ガスのガス定数REXを求める。図24に示すように、不活性ガスのガス定数REXは目標当量比TFBYAが1.0のとき、つまり理論空燃比のとき最も小さく、これより大きくても小さくても大きくなる。   In step 73, the gas constant REX of the inert gas in the combustion chamber 5 is obtained by searching the table shown in FIG. 24 from the target equivalent ratio TFBYA. As shown in FIG. 24, the gas constant REX of the inert gas is the smallest when the target equivalent ratio TFBYA is 1.0, that is, the stoichiometric air-fuel ratio, and becomes larger whether it is larger or smaller.

ステップ74では、排気温度TEXHに基づいて燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける温度TEVCを推定する。簡単には排気温度TEXHをそのままTEVCとおけばよい。なお、燃焼室5の排気弁閉時期における温度TEVCは、インジェクタ21の燃料噴射量に応じた熱量により変化するため、このような特性をも加味すれば、TEVCの算出精度が向上する。   In step 74, the temperature TEVC of the combustion chamber 5 at the exhaust valve closing timing EVC is estimated based on the exhaust temperature TEXH. For simplicity, the exhaust temperature TEXH may be set as TEVC as it is. Note that the temperature TEVC of the combustion chamber 5 at the closing timing of the exhaust valve changes depending on the amount of heat corresponding to the fuel injection amount of the injector 21. Therefore, if such characteristics are taken into consideration, the calculation accuracy of TEVC is improved.

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

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

MRESCYL=(PEVC×VEVC)/(REX×TEVC) …(24)
このようにして燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける不活性ガス量MRESCYLの算出を終了したら図15に戻り、ステップ62で吸排気弁15、16のオーバーラップ(図では「O/L」と略記する)中に排気側から吸気側へ吹き返す不活性ガス量であるオーバーラップ中吹き返し不活性ガス量MRESOLを算出する。
MRESCYL = (PEVC × VEVC) / (REX × TEVC) (24)
When the calculation of the inert gas amount MRESCYL at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 is completed in this way, the processing returns to FIG. 15, and in step 62, the overlap of the intake and exhaust valves 15 and 16 (“O / L” in the figure). The amount of inactive gas MRESOL during the overlap is calculated, which is the amount of inert gas that is blown back from the exhaust side to the intake side.

この不活性ガス量MRESOLの算出については図17のフローにより説明する。   The calculation of the inert gas amount MRESOL will be described with reference to the flowchart of FIG.

図17(図15ステップ62のサブルーチン)においてステップ81では、吸気弁開時期IVO[degBTDC]と、排気弁閉時期EVC[degBTDC]、図16のステップ74で算出されている燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける温度TEVCを読み込む。   In FIG. 17 (subroutine of step 62 in FIG. 15), in step 81, the intake valve opening timing IVO [degBTDC], the exhaust valve closing timing EVC [degBTDC], and the exhaust valve of the combustion chamber 5 calculated in step 74 of FIG. The temperature TEVC at the closing timing EVC is read.

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

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

VTCOL=IVO+EVC …(25)
例えば、吸気VTC機構27用アクチュエータへの非通電時に吸気弁開時期IVOが吸気上死点位置にあり、吸気VTC機構27用アクチュエータへの通電時に吸気弁開時期が吸気上死点より進角する特性であり、かつ排気VTC機構28用アクチュエータへの非通電時に排気弁閉時期EVCが排気上死点にあり、排気弁VTC機構28用アクチュエータへの通電時に排気弁閉時期EVCが排気上死点より進角する特性である場合には、IVOとEVCの合計が吸排気弁のオーバーラップ量VTCOLとなる。
VTCOL = IVO + EVC (25)
For example, the intake valve opening timing IVO is at the intake top dead center position when the intake VTC mechanism 27 actuator is not energized, and the intake valve opening timing is advanced from the intake top dead center when the intake VTC mechanism 27 actuator is energized. The exhaust valve closing timing EVC is at the exhaust top dead center when the exhaust VTC mechanism 28 actuator is not energized, and the exhaust valve closing timing EVC is at the exhaust top dead center when the exhaust valve VTC mechanism 28 actuator is energized. In the case of more advanced characteristics, the sum of IVO and EVC becomes the overlap amount VTCOL of the intake and exhaust valves.

ステップ83では、吸排気弁のオーバーラップ量VTCOLから、図25に示すテーブルを検索することによりオーバーラップ中の積算有効面積ASUMOLを算出する。図25に示すようにオーバーラップ中の積算有効面積ASUMOLは吸排気弁のオーバーラップ量VTCOLが大きくなるほど大きくなる値である。   In step 83, the accumulated effective area ASUMOL during the overlap is calculated by searching the table shown in FIG. 25 from the overlap amount VTCOL of the intake and exhaust valves. As shown in FIG. 25, the integrated effective area ASUMOL during the overlap is a value that increases as the overlap amount VTCOL of the intake and exhaust valves increases.

ここで、図26は、吸排気弁のオーバーラップ中の積算有効面積ASUMOLの説明図であり、横軸はクランク角、縦軸は吸気弁12と排気弁15とのそれぞれの開口面積を示している。オーバーラップ中の任意の時点における有効開口面積は、排気弁開口面積と吸気弁開口面積とのうち小さい方とする。オーバーラップ中の全期間における積算有効面積ASUMOLは、吸気弁15及び排気弁16が開いている期間の積分値(図中の斜線部)である。   Here, FIG. 26 is an explanatory diagram of the integrated effective area ASUMOL during the overlap of the intake and exhaust valves, where the horizontal axis indicates the crank angle, and the vertical axis indicates the respective opening areas of the intake valve 12 and the exhaust valve 15. Yes. The effective opening area at any time during the overlap is the smaller of the exhaust valve opening area and the intake valve opening area. The integrated effective area ASUMOL in the entire period during the overlap is an integral value (hatched portion in the figure) during the period in which the intake valve 15 and the exhaust valve 16 are open.

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

ステップ84では、目標当量比TFBYAと、燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける温度TEVCとから、図27に示すマップを検索することにより、燃焼室5に残留する不活性ガスの比熱比SHEATRを算出する。図27に示したように、燃焼室に残留する不活性ガスの比熱比SHEATRは目標当量比TFBYAが1.0の近傍にあるときが最も小さくなり、それより大きくても小さくても大きくなる。また、目標当量比TFBYAが一定の条件では、燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける温度TEVCが高くなるほど小さくなる。   In step 84, the specific heat ratio SHEATR of the inert gas remaining in the combustion chamber 5 is obtained by searching the map shown in FIG. 27 from the target equivalent ratio TFBYA and the temperature TEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5. calculate. As shown in FIG. 27, the specific heat ratio SHEATR of the inert gas remaining in the combustion chamber is the smallest when the target equivalent ratio TFBYA is in the vicinity of 1.0, and it is larger or smaller than that. Moreover, under the condition where the target equivalent ratio TFBYA is constant, the temperature TEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 becomes smaller as the temperature becomes higher.

ステップ85では過給判定フラグTBCRG及びチョーク判定フラグCHOKEを設定する。この過給判定フラグTBCRG及びチョーク判定フラグCHOKEの設定については図18のフローにより説明する。   In step 85, a supercharging determination flag TBCRG and a choke determination flag CHOKE are set. The setting of the supercharging determination flag TBCRG and the choke determination flag CHOKE will be described with reference to the flowchart of FIG.

図18(図17ステップ85のサブルーチン)においてステップ101では、吸気圧力センサ44により検出される吸気圧力PINと、図16のステップ75で算出されている燃焼室5の排気弁閉時期EVCにおける圧力PEVCを読み込む。   In FIG. 18 (subroutine of step 85 in FIG. 17), in step 101, the intake pressure PIN detected by the intake pressure sensor 44 and the pressure PEVC at the exhaust valve closing timing EVC of the combustion chamber 5 calculated in step 75 of FIG. Is read.

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

PINBYEX=PIN/PEVC …(26)
この吸気排気圧力比PINBYEXは無名数であり、これと1をステップ103で比較する。吸気排気圧力比PINBYEXが1以下の場合には過給無しと判断し、ステップ104に進んで過給判定フラグTBCRG(ゼロに初期設定)=0とする。
PINBYEX = PIN / PEVC (26)
This intake / exhaust pressure ratio PINBYEX is an unknown number, and 1 is compared with this in step 103. When the intake / exhaust pressure ratio PINBYEX is 1 or less, it is determined that there is no supercharging, and the routine proceeds to step 104 where the supercharging determination flag TBCRG (initially set to zero) = 0.

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

ステップ106では、図14のステップ51で読み込まれている目標当量比TFBYAから図28に示すテーブルを検索することにより、混合気の比熱比MIXAIRSHRを求め、これをステップ107で不活性ガスの比熱比SHEATRと入れ換える。図28に示したように、混合気の比熱比MIXAIRSHRは、目標当量比TFBYAが小さくなるほど大きくなる値である。   In Step 106, the specific heat ratio MIXAIRSHR of the mixture is obtained by searching the table shown in FIG. 28 from the target equivalent ratio TFBYA read in Step 51 of FIG. Replace with SHEATR. As shown in FIG. 28, the specific heat ratio MIXAIRSHR of the air-fuel mixture is a value that increases as the target equivalent ratio TFBYA decreases.

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

ステップ108では、図17のステップ84または図18のステップ106、107で算出している不活性ガスの比熱比SHEATRに基づき、最小と最大とのチョーク判定しきい値SLCHOKEL、SLCHOKEHを次式により算出する。   In step 108, based on the specific heat ratio SHEATR of the inert gas calculated in step 84 of FIG. 17 or steps 106 and 107 of FIG. 18, the minimum and maximum choke determination thresholds SLCHOKE and SLCHOKEH are calculated by the following equations. To do.

SLCHOKEL={2/(SHEATR+1)}
^{SHEATR/(SHEATR−1)} …(27a)
SLCHOKEH={−2/(SHEATR+1)}
^{−SHEATR/(SHEATR−1)}…(27b)
これらのチョーク判定しきい値SLCHOKEL、SLCHOKEHは、チョークする限界値を算出している。
SLCHOKER = {2 / (SHEATR + 1)}
^ {SHEATR / (SHEATR-1)} (27a)
SLCHOKEH = {− 2 / (SHEATR + 1)}
^ {-SHEATR / (SHEATR-1)} (27b)
These choke determination threshold values SLCHOKE and SLCHOKEH calculate the limit value for choking.

ステップ108において、(27a)右辺、(27b)右辺の各累乗計算が困難な場合には、(27a)、(27b)式の算出結果を、最小チョーク判定しきい値SLCHOKELのテーブルと最大チョーク判定しきい値SLCHOKEHのテーブルとしてそれぞれエンジンコントローラ31のメモリに予め記憶しておき、不活性ガスの比熱比SHEATRから当該テーブルを検索することにより求めてもよい。   If it is difficult to calculate each power of (27a) right side and (27b) right side in step 108, the calculation results of equations (27a) and (27b) are used as the minimum choke determination threshold value SLCHOKEL table and maximum choke determination. The threshold value SLCHOKEH table may be stored in advance in the memory of the engine controller 31 and obtained by searching the table from the specific heat ratio SHEATR of the inert gas.

テップ109では、吸気排気圧力比PINBYEXが、最小チョーク判定しきい値SLCHOKEL以上でかつ最大チョーク判定しきい値SLCHOKEH以下の範囲内にあるか否か、すなわちチョーク状態にないか否かを判定する。吸気排気圧力比PINBYEXが範囲内にある場合にはチョーク無しと判断し、ステップ110に進んでチョーク判定フラグCHOKE(ゼロに初期設定)=0とする。   In step 109, it is determined whether or not the intake / exhaust pressure ratio PINBYEX is within the range of not less than the minimum choke determination threshold value SLCHOKEEL and not more than the maximum choke determination threshold value SLCHOKEH, that is, not in the choke state. If the intake / exhaust pressure ratio PINBYEX is within the range, it is determined that there is no choke, and the routine proceeds to step 110 where the choke determination flag CHOKE (initially set to zero) = 0.

吸気排気圧力比P1NBYEXが範囲内にない場合にはチョーク有りと判断し、ステップ111に進んでチョーク判定フラグCHOKE=1とする。   If the intake / exhaust pressure ratio P1NBYEX is not within the range, it is determined that choke is present, and the routine proceeds to step 111 where the choke determination flag CHOKE = 1.

このようにして過給判定フラグとチョーク判定フラグの設定を終了したら図17に戻り、ステップ86〜88で次の4つの場合分けを行う。   When the setting of the supercharging determination flag and the choke determination flag is thus completed, the process returns to FIG. 17 and the following four cases are performed in steps 86 to 88.

〈1〉過給判定フラグTBCRG=0かつチョーク判定フラグCHOKE=0のとき
〈2〉過給判定フラグTBCRG=0かつチョーク判定フラグCHOKE=0のとき
〈3〉過給判定フラグTBCRG=0かつチョーク判定フラグCHOKE=1のとき
〈4〉過給判定フラグTBCRG=1かつチョーク判定フラグCHOKE=0のとき
そして、上記〈1〉のときにはステップ89に進んで、過給無しかつチョーク無し時のオーバーラップ中の平均吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp1を、上記〈2〉のときにはステップ90に進んで過給無しかつチョーク有り時のオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp2を、上記〈3〉のときにはステップ91に進んで過給有りかつチョーク無し時のオーバーラップ中の平均吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp3を、上記〈4〉のときにはステップ92に進んで過給有りかつチョーク有り時の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp4をそれぞれ算出し、算出結果をオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmpに移す。
<1> When supercharging determination flag TBCRG = 0 and choke determination flag CHOKE = 0 <2> When supercharging determination flag TBCRG = 0 and choke determination flag CHOKE = 0 <3> Supercharging determination flag TBCRG = 0 and choke When determination flag CHOKE = 1 <4> When supercharging determination flag TBCRG = 1 and choke determination flag CHOKE = 0 When the above <1>, the routine proceeds to step 89 and overlaps when there is no supercharging and no choke If the average blown back inert gas flow rate MRESOLtmp1 is <2>, the process proceeds to step 90, and the blown back inert gas flow rate MRESOLtmp2 during the overlap when there is no supercharging and choke is present is step 91 when <3>. Go on to overlap when there is supercharging and no choke The average blowback inert gas flow rate MRESOLtmp3 in the case of <4> is advanced to step 92 to calculate the blowback inert gas flow rate MRESOLtmp4 with supercharging and with choke, respectively. Move to active gas flow rate MRESOLtmp.

ここで、過給無しかつチョーク無し時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp1の算出について図19のフローにより説明する
図19(図17ステップ89のサブルーチン)においてステップ121では、図16のステップ73、75で算出されている不活性ガスのガス定数REX、燃焼室5の排気弁閉時期における圧力PEVCを読み込む。
Here, calculation of the inert gas flow rate MRESOLtmp1 during the overlap when there is no supercharging and no choke will be described with reference to the flow of FIG. 19. In step 121 of FIG. 19 (subroutine of step 89 in FIG. 17), step 73 in FIG. , 75, the gas constant REX of the inert gas, and the pressure PEVC when the exhaust valve of the combustion chamber 5 is closed are read.

ステップ122では、不活性ガスのガス定数REXと、図17のステップ81で読み込まれている燃焼室5の排気弁閉時期における温度TEVCとに基づき、後述するガス流量の算出式に用いる密度項MRSOLDを次式により算出する。   In step 122, based on the gas constant REX of the inert gas and the temperature TEVC at the exhaust valve closing timing of the combustion chamber 5 read in step 81 of FIG. 17, a density term MRSOLD used in a gas flow rate calculation formula described later. Is calculated by the following equation.

MRSOLD=SQRT{1/(REX×TEVC)} …(28)
ここで、(28)式右辺の「SQRT」はすぐ右のカッコ内の値の平方根を計算させる関数である。
MRSOLD = SQRT {1 / (REX × TEVC)} (28)
Here, “SQRT” on the right side of equation (28) is a function that calculates the square root of the value in the parenthesis on the right.

なお、密度項MRSOLDの平方根計算が困難な場合は、(28)式の算出結果をマップとしてエンジンコントローラ31のメモリに予め記憶しておき、ガス定数REXと燃焼室5の排気弁閉時期における温度TEVCとからそのマップを検索することにより求めてもよい。   If the square root of the density term MRSOLD is difficult to calculate, the calculation result of equation (28) is stored in advance in the memory of the engine controller 31 as a map, and the gas constant REX and the temperature of the combustion chamber 5 at the exhaust valve closing timing are stored. You may obtain | require by searching the map from TEVC.

ステップ123では、図17のステップ84で算出されている不活性ガスの比熱比SHEATRと、図18のステップ102で算出されている吸気排気圧力比PINBYEXとに基づき、後述するガス流量の算出式に用いる圧力差項MRSOLPを次式により算出する。   In step 123, based on the specific heat ratio SHEATR of the inert gas calculated in step 84 of FIG. 17 and the intake / exhaust pressure ratio PINBYEX calculated in step 102 of FIG. The pressure difference term MRSOLP used is calculated by the following equation.

MRSOLP=SQRT[SHEATR/(SHEATR−1)
×{PTNBYEX^(2/SHEATR)
−PTNBYEX^((SHEATR+1)/SHEATR)}]…(29)
ステップ124では、これら密度項MRSOLD、圧力差項MRSOLPと、燃焼室5の排気弁閉時期における圧力PEVCとから、過給無しかつチョーク無し時のオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp1を次式(ガス流量の算出式)により算出し、その算出値をステップ125でオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmpに移す。
MRSOLP = SQRT [SHEATR / (SHEATR-1)
× {PTNBYEX ^ (2 / SHEATR)
-PTNBYEX ^ ((SHEATR + 1) / SHEATR)}] (29)
In step 124, from the density term MRSOLD, the pressure difference term MRSOLP, and the pressure PEVC at the exhaust valve closing timing of the combustion chamber 5, the blowback inert gas flow rate MRESOLtmp1 during the overlap without supercharging and without choke is expressed by In step 125, the calculated value is transferred to the blown back inert gas flow rate MRESOLtmp.

MRESOLtmp1=1.4×PEVC×MRSOLD×MRSOLP…(30)
次に、過給無しかつチョーク有り時の吹き返し不活性ガス流量の算出について図20のフローにより説明する
図20(図17ステップ90のサブルーチン)においてステップ131、132では、図19のステップ121、122と同様にして、不活性ガスのガス定数REX、燃焼室5の排気弁閉時期における圧力PEVCを読み込み、これらから前述の(28)式により密度項MRSOLDを算出する。
MRESOLtmp1 = 1.4 × PEVC × MRSOLD × MRSOLP (30)
Next, the calculation of the blown back inert gas flow rate when there is no supercharging and when there is a choke will be described with reference to the flow of FIG. 20. In FIG. 20 (subroutine of step 90 of FIG. 17), in steps 131 and 132, steps 121 and 122 of FIG. In the same manner as described above, the gas constant REX of the inert gas and the pressure PEVC at the time of closing the exhaust valve of the combustion chamber 5 are read, and the density term MRSOLD is calculated from the above equation (28).

ステップ133では、図17のステップ84で算出されている不活性ガスの比熱比SHEATRに基づき、チョーク時圧力差項MRSOLPCを次式により算出する。   In step 133, the choke pressure difference term MRSOLPC is calculated by the following equation based on the specific heat ratio SHEATR of the inert gas calculated in step 84 of FIG.

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

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

MRESOLtmp2=PEVC×MRSOLD×MRSOLPC …(32)
次に、過給有りかつチョーク無し時の吹き返しガス流量の算出について図21のフローにより説明する
図21(図17ステップ91のサブルーチン)においてステップ141では、吸気圧力センサ44により検出される吸気圧力PINを読み込む。
MRESOLtmp2 = PEVC × MRSOLD × MRSOLPC (32)
Next, calculation of the blowback gas flow rate with supercharging and without choke will be described with reference to the flow of FIG. 21. In FIG. 21 (subroutine of step 91 in FIG. 17), in step 141, the intake pressure PIN detected by the intake pressure sensor 44 is explained. Is read.

ステップ142では、図18のステップ106、107で算出されている不活性ガスの比熱比SHEATRと、図18のステップ102で算出されている吸気排気圧力比PINBYEXとから、過給時圧力差項MRSOLPTを次式により算出する。   In step 142, the supercharging pressure difference term MRSOLPT is calculated from the specific heat ratio SHEATR of the inert gas calculated in steps 106 and 107 in FIG. 18 and the intake / exhaust pressure ratio PINBYEX calculated in step 102 in FIG. Is calculated by the following equation.

MRSOLPT=SQRT[SHEATR/(SHEATR−1)
×{PINBYEX^(−2/SHEATR)
−PINBYEX^(−(SHEATR+1)/SHEATR)}]…(33)
なお、(33)式の累乗計算と平方根計算とが困難な場合は、(33)式の算出結果を、過給時圧力差項MRSOLPTのマップとしてエンジンコントローラ31のメモリに予め記憶しておき、不活性ガスの比熱比SHEATRと吸気排気圧力比PINBYEXとからそのマップを検索することにより求めてもよい。
MRSOLPT = SQRT [SHEATR / (SHEATR-1)
× {PINBYEX ^ (-2 / SHEATR)
-PINBYEX ^ (-(SHEATR + 1) / SHEATR)}] (33)
If the power calculation and the square root calculation of Expression (33) are difficult, the calculation result of Expression (33) is stored in advance in the memory of the engine controller 31 as a map of the supercharging pressure difference term MRSOLPT, You may obtain | require by searching the map from the specific heat ratio SHEATR of an inert gas, and the intake-exhaust pressure ratio PINBYEX.

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

MRESOLtmp3=−0.152×PIN×MRSOLPT …(34)
ここで、(34)式の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp3は負の値とすることで、オーバーラップ中に吸気系から排気系へ吹き抜ける混合気のガス流量を表すことができる。
MRESOLtmp3 = −0.152 × PIN × MRSOLPT (34)
Here, by setting the blown back inert gas flow rate MRESOLtmp3 in the equation (34) to a negative value, the gas flow rate of the air-fuel mixture blown from the intake system to the exhaust system during the overlap can be expressed.

次に、過給有りかつチョーク有り時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量の算出について図22のフローにより説明する
図22(図17ステップ92のサブルーチン)においてステップ151、152では、図21のステップ141と同じく吸気圧力センサ44により検出される吸気圧力PINを読み込むと共に、図20のステップ132と同じくチョーク時圧力差項MRSOLPCを前述の(31)式により算出する。
Next, the calculation of the flow rate of the inert gas blown back during overlap with supercharging and with choke will be described with reference to the flow of FIG. 22. In FIG. 22 (subroutine of step 92 in FIG. 17), in steps 151 and 152, the step of FIG. Similarly to 141, the intake pressure PIN detected by the intake pressure sensor 44 is read, and the choke pressure difference term MRSOLPC is calculated by the aforementioned equation (31) as in step 132 of FIG.

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

MRESOLtmp4=−0.108×PIN×MRSOLPC …(35)
ここで、(35)式の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmp4も、MRESOLtmp3と同様、負の値とすることで、オーバーラップ中に吸気側から排気側へ吹き抜ける混合気のガス流量を表すことができる。
MRESOLtmp4 = −0.108 × PIN × MRSOLPC (35)
Here, the blown back inert gas flow rate MRESOLtmp4 of the equation (35) can also represent a gas flow rate of the air-fuel mixture blown from the intake side to the exhaust side during the overlap, similarly to MRESOLtmp3.

このようにして、過給の有無とチョークの有無との組み合わせにより場合分けした、オーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmpの算出を終了したら図17に戻り、ステップ93においてこのオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量MRESOLtmpとオーバーラップ期間中の積算有効面積ASUMOLとから、次式によりオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス量MRESOLを算出する。   In this way, when the calculation of the blown back inert gas flow rate MRESOLtmp during the overlap divided according to the combination of the presence or absence of supercharging and the presence or absence of choke is completed, the process returns to FIG. From the inert gas flow rate MRESOLtmp and the integrated effective area ASUMOL during the overlap period, the blown back inert gas amount MRESOL during the overlap is calculated by the following equation.

MRESOL=(MRESOLtmP×ASUMOL×60)
/(NRPM×360) …(36)
このようにしてオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス量MRESOLの算出を終了したら図15に戻り、ステップ63において燃焼室5内の排気弁閉時期EVCにおける不活性ガス量MRESCYLと、このオーバーラップ中吹き返しガス量MRESOLとを加算して、つまり次式により内部不活性ガス量MRESを算出する。
MRESOL = (MRESOLtmP × ASUMOL × 60)
/ (NRPM × 360) (36)
When the calculation of the blown back inert gas amount MRESSOL is completed in this way, the process returns to FIG. 15, and in step 63, the inert gas amount MRESCYL at the exhaust valve closing timing EVC in the combustion chamber 5 and the blowback during overlap are returned. The internal inert gas amount MRES is calculated by adding the gas amount MRESOL, that is, the following equation.

MRES=MRESCYL+MRESOL …(37)
前述のように、過給有り時にはオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量(MRESOLtmp3、MRESOLtmp4)が負となるため、上記(36)式のオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス量MRESOLも負となり、このとき(37)式によれば、オーバーラップ中の吹き返し不活性ガス量MRESOLの分だけ内部不活性ガス量が減じられる。
MRES = MRESCYL + MRESSOL (37)
As described above, the flow rate of the inert gas blown back during overlap (MRESOLtmp3, MRESOLtmp4) becomes negative when there is supercharging, and therefore, the amount of blown inert gas MRESOL during overlap of the above equation (36) also becomes negative. According to the equation (37), the internal inert gas amount is reduced by the amount of the blown back inert gas amount MRESOL during the overlap.

このようにして内部不活性ガス量MRESの算出を終了したら図14に戻り、ステップ54においてこの内部不活性ガス量MRESと、目標当量比TFBYAとを用いて、次式により内部不活性ガス率MRESFR(燃焼室5内の総ガス量に対する内部不活性ガス量の割合)を算出する。   When the calculation of the internal inert gas amount MRES is completed in this manner, the flow returns to FIG. 14, and in step 54, the internal inert gas rate MRESFR is calculated by the following equation using the internal inert gas amount MRES and the target equivalent ratio TFBYA. (The ratio of the amount of internal inert gas to the total amount of gas in the combustion chamber 5) is calculated.

MRESFR=MRES
/{MRES+MACYL×(1+TFBYA/14.7)}…(38)
これで内部不活性ガス率MRESFRの算出を総て終了する。
MRESFR = MRES
/{MRES+MACYL×(1+TFBYA/14.7)} (38)
This completes the calculation of the internal inert gas ratio MRESFR.

このように本実施形態によれば、内部不活性ガス量MRESを、燃焼室5の排気弁閉時期における不活性ガス量MRESCYLと、吸排気弁のオーバーラップ中の吹き返しガス量MRESOLとで構成し(図15のステップ63参照)、この場合に、燃焼室5の排気弁閉時期における温度TEV及び圧力PEVCを算出し(図16のステップ74、75)、これら温度TEVC、圧力PEVCと不活性ガスのガス定数REXとに基づいて状態方程式(上記(24)式)により燃焼室5の排気弁閉時期における不活性ガス量MRESCYLを算出する(図16のステップ76参照)ようにしたので、特に、燃焼室5内部の状態量(PEVC、VEVC、TEVC)が刻々と変化する過渡運転時においても、運転条件に関わらず精度良く燃焼室5の排気弁閉時期における不活性ガス量MRESCYLを算出(推定)できる。   As described above, according to the present embodiment, the internal inert gas amount MRES is configured by the inert gas amount MRESCYL when the exhaust valve of the combustion chamber 5 is closed and the blowback gas amount MRESOL during the overlap of the intake and exhaust valves. In this case, the temperature TEV and pressure PEVC at the closing timing of the exhaust valve in the combustion chamber 5 are calculated (steps 74 and 75 in FIG. 16), and these temperature TEVC, pressure PEVC and inert gas are calculated. Since the inert gas amount MRESCYL at the exhaust valve closing timing of the combustion chamber 5 is calculated from the state constant (Equation (24) above) based on the gas constant REX (see step 76 of FIG. 16), Even during transient operation in which the state quantity (PEVC, VEVC, TEVC) inside the combustion chamber 5 changes every moment, the combustion chamber 5 can be accurately obtained regardless of the operating conditions. The inert gas amount MRESCYL in the exhaust valve closing timing can be calculated (estimated).

また、燃焼室5の排気弁閉時期における温度TEVC及び圧力PEVC、不活性ガスのガス定数REX及び比熱比SHEATR、吸気圧力PINに基づいてオーバーラップ中の吹き返し不活性ガス流量(MRESOLtmp1、MRESOLtmp2)を算出し(図19、図20参照)、このガス流量にオーバーラップ中の積算有効面積ASUMOLを乗算して、オーバーラップ中の吹き返しガス量MRESOLを算出する(図17のステップ93参照)ようにしたので、精度良くオーバーラップ中吹き返しガス量MRESOLを算出(推定)できる。   In addition, based on the temperature TEVC and pressure PEVC of the combustion chamber 5 when the exhaust valve is closed, the gas constant REX and specific heat ratio SHEATR of the inert gas, and the intake pressure PIN, the blown back inert gas flow rate (MRESOLtmp1, MRESOLtmp2) during the overlap is determined. This was calculated (see FIGS. 19 and 20), and this gas flow rate was multiplied by the integrated effective area ASUMOL during the overlap to calculate the amount of blown back gas MRESOL during the overlap (see step 93 in FIG. 17). Therefore, the overlapped blow-back gas amount MRESOL can be calculated (estimated) with high accuracy.

このように、燃焼室5の排気弁閉時期における不活性ガス量MRESCYL、オーバーラップ中吹き返しガス量MRESOLとも精度良く算出(推定)できると、これらの和である内部不活性ガス量MRESも精度良く算出(推定)できることになり、この精度良く推定することが可能となった内部不活性ガス量MRESに基づいて算出される内部不活性ガス率MRESFRを、点火時期の算出に用いる燃焼室5内の吸気弁閉時期IVCにおける温度TINIに活かすことで(図5のステップ13参照)、燃焼室5内の吸気弁閉時期IVCにおける温度TINIを精度良く算出できる。また、精度良く推定することが可能となった内部不活性ガス量MRESを、燃料噴射量、バルブ開閉タイミング(オーバーラップ量)などにも活かすことで、エンジンを適切に制御することが可能である。   As described above, if both the inert gas amount MRESCYL and the overlapped blow-back gas amount MRESSOL in the combustion chamber 5 at the closing timing of the exhaust valve can be calculated (estimated) with high accuracy, the internal inert gas amount MRES, which is the sum of them, can also be accurately calculated. The internal inert gas ratio MRESFR calculated based on the internal inert gas amount MRES that can be estimated with high accuracy can be calculated (estimated). By making use of the temperature TINI at the intake valve closing timing IVC (see step 13 in FIG. 5), the temperature TINI at the intake valve closing timing IVC in the combustion chamber 5 can be accurately calculated. In addition, the engine can be appropriately controlled by making use of the internal inert gas amount MRES that can be accurately estimated for the fuel injection amount, valve opening / closing timing (overlap amount), and the like. .

また、不活性ガスのガス定数REXや不活性ガスの比熱比SHEATRは、目標当量比TFBYAに応じた値としているので(図24、図27参照)、理論空燃比を外れた空燃比での運転時(例えば理論空燃比よりもリーンな空燃比で運転を行うリーン運転時、冷間始動時のようにエンジンが元々不安定な状態を安定させるために理論空燃比の空燃比よりもリッチ側の空燃比で運転するエンジン始動直後、同じく大きな出力が要求されるために理論空燃比の空燃比よりもリッチ側の空燃比で運転する全負荷運転時)にも、燃焼室5の排気弁閉時期における不活性ガス量MRESCYL、オーバーラップ中吹き返しガス量MRESOL、これらの合計である内部不活性ガス量MRES、これに基づく内部不活性ガス率MRESFRを精度良く算出できる。   Further, since the gas constant REX of the inert gas and the specific heat ratio SHEATR of the inert gas are values corresponding to the target equivalent ratio TFBYA (see FIGS. 24 and 27), the operation is performed at an air-fuel ratio that deviates from the theoretical air-fuel ratio. (E.g. during lean operation where the air / fuel ratio is leaner than the stoichiometric air / fuel ratio, in order to stabilize the engine's originally unstable state, such as during cold start, the engine is on the rich side of the stoichiometric air / fuel ratio. Immediately after starting the engine operating at the air-fuel ratio, since the same large output is required, the exhaust valve closing timing of the combustion chamber 5 is also applied during full load operation where the air-fuel ratio is richer than the stoichiometric air-fuel ratio. Inert gas amount MRESCYL, overlapped blow-back gas amount MRESSOL, total internal inert gas amount MRES, and internal inert gas ratio MRESFR based on this are accurately calculated. It can be.

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

これで燃焼室5内の内部不活性ガス率MRESFRの算出についての説明を終了し、次にはエンジンの発生する軸トルク推定値の算出について説明する。   This concludes the description of the calculation of the internal inert gas ratio MRESFR in the combustion chamber 5, and next, the calculation of the estimated shaft torque generated by the engine will be described.

図2のステップ2では軸トルク推定値Trqest1、Trqest2を算出する。ここでは、基本点火時期MBTCALで点火したときの軸トルク推定値と、基本点火時期MBTCALよりリタード(遅角)された点火時期で点火したときの軸トルク推定値との2種類の軸トルク推定値を算出するので、基本点火時期MBTCALで点火したときの軸トルク推定値を第1軸トルク推定値Trqest1、基本点火時期MBTCALよりリタードされた点火時期で点火したときの軸トルク推定値を第2軸トルク推定値Trqest2として区別する。   In Step 2 of FIG. 2, shaft torque estimated values Trquest1 and Trquest2 are calculated. Here, there are two types of estimated shaft torque values: an estimated value of shaft torque when ignited at the basic ignition timing MBTCAL, and an estimated value of shaft torque when ignited at an ignition timing retarded (retarded) from the basic ignition timing MBTCAL. Therefore, the estimated shaft torque when ignited at the basic ignition timing MBTCAL is the first shaft torque estimated value Trquest1, and the estimated shaft torque when ignited at the ignition timing retarded from the basic ignition timing MBTCAL is the second axis. It distinguishes as torque estimated value Trquest2.

また、各軸トルク推定値を求める過程で初期燃焼期間BURN1、点火無駄時間相当クランク角IGNDEAD、主燃焼期間BURN2を算出するが、これらも第1軸トルク推定値Trqest1を求める過程で算出するBURN1、IGNDEAD、BURN2に「ref1」を付して「BURN1ref1」、「IGNDEADref1」、「BURN2ref1」とし、これらをそれぞれ第1初期燃焼期間、第1点火無駄時間相当クランク角、第1主燃焼期間という。また、第2軸トルク推定値Trqest2を求める過程で算出するBURN1、IGNDEAD、BURN2に「ref2」を付して「BURN1ref2」、「IGNDEADref2」、「BURN2ref2」とし、これらをそれぞれ第2初期燃焼期間、第2点火無駄時間相当クランク角、第2主燃焼期間という。   Further, the initial combustion period BURN1, the ignition dead time equivalent crank angle IGNDEAD, and the main combustion period BURN2 are calculated in the process of obtaining each shaft torque estimated value, and these are also calculated in the process of obtaining the first shaft torque estimated value Trquest1, IGNDEAD and BURN2 are given “ref1” to be “BURN1ref1”, “IGNEADref1”, and “BURN2ref1”, which are respectively referred to as a first initial combustion period, a first ignition dead time equivalent crank angle, and a first main combustion period. Further, BURN1, IGNDEAD, and BURN2 calculated in the process of obtaining the second shaft torque estimated value Trquest2 are added with “ref2” to be “BURN1ref2,” “IGNEADref2,” and “BURN2ref2,” respectively. The crank angle corresponding to the second ignition dead time is referred to as a second main combustion period.

さらに、各軸トルク推定値を求める過程で算出する燃焼質量割合の近似式、図示正仕事推定値をそれぞれ算出するが、これらも第1軸トルク推定値Trqest1を求める過程で算出する燃焼質量割合の近似式、図示正仕事推定値にそれぞれ「1」を付して「X1’」、「Wpos1」とし、これらをそれぞれ燃焼質量割合の第1近似式、第1図示正仕事推定値という。また、第2軸トルク推定値Trqest2を求める過程で算出する燃焼質量割合の近似式、図示正仕事推定値にそれぞれ「2」を付して「X2’」、「Wpos2」とし、これらをそれぞれ燃焼質量割合の第2近似式、第2図示正仕事推定値という。   Further, an approximate expression of the combustion mass ratio calculated in the process of obtaining each shaft torque estimated value and an estimated positive work estimated value are calculated, respectively, and these are also the combustion mass ratios calculated in the process of obtaining the first shaft torque estimated value Trquest1. “1” is added to the approximate expression and the indicated positive work estimated value to give “X1 ′” and “Wpos1”, respectively, which are referred to as the first approximate expression of the combustion mass ratio and the first illustrated positive work estimated value, respectively. Further, an approximate expression of the combustion mass ratio calculated in the process of obtaining the second shaft torque estimated value Trquest2, and “2” are added to the illustrated positive work estimated values to give “X2 ′” and “Wpos2”, respectively, which are burned respectively. This is referred to as a second approximate expression of the mass ratio and a second illustrated positive work estimated value.

上記の第1軸トルク推定値Trqest1の算出については図33(A)のフローにより、上記の第2軸トルクTrqest2の算出については図33(B)のフローにより説明する。この場合に、点火時期が相違するだけで軸トルク推定値の算出方法そのものは変わらないので、第1軸トルク推定値Trqest1の算出について詳述し、その後に第2軸トルク推定値Trqest2の算出に言及する。   The calculation of the first shaft torque estimated value Trquest1 will be described with reference to the flow of FIG. 33A, and the calculation of the second shaft torque Trquest2 will be described with reference to the flow of FIG. 33B. In this case, since the calculation method of the shaft torque estimated value itself does not change because the ignition timing is different, the calculation of the first shaft torque estimated value Trquest1 will be described in detail, and then the second shaft torque estimated value Trquest2 will be calculated. Mention.

図33(A)(図2のステップ2のサブルーチン)においてステップ221では図13のステップ43で算出されている基本点火時期MBTCAL[degBTDC]を読み込む。   In FIG. 33 (A) (subroutine of step 2 of FIG. 2), in step 221, the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] calculated in step 43 of FIG. 13 is read.

ステップ222では点火時期θign[degBTDC]の値を点火時期前回値θignz[degBTDC]に移すと共に、基本点火時期MBTCALを点火時期θign[degBTDC]に入れる。   In step 222, the value of the ignition timing θign [degBTDC] is transferred to the previous ignition timing value θignz [degBTDC], and the basic ignition timing MBTCAL is set to the ignition timing θign [degBTDC].

ステップ223では第1初期燃焼期間BURN1ref1、第1主燃焼期間BURN2ref1、第1点火無駄時間相当クランク角IGNDEADref1の各値を第1初期燃焼期間前回値BURN1ref1z、第1主燃焼期間前回値BURN2ref1z、第1点火無駄時間相当クランク角前回値IGNDEADref1zに移す。   In step 223, the first initial combustion period BURN1ref1, the first main combustion period BURN2ref1, and the first ignition dead time equivalent crank angle IGNDEADref1 are set to the first initial combustion period previous value BURN1ref1z, the first main combustion period previous value BURN2ref1z, the first Shift to the ignition dead time equivalent crank angle previous value IGNDEADref1z.

ここで、BURN1ref1、BURN2ref1、IGNDEADref1の値は後述するステップ224〜226で算出される値である。従って、初回はこれらBURN1ref1、BURN2ref1、IGNDEADref1は算出されていないので、BURN1ref1zには図10のステップ171により算出されているBURN1の値を、BURN2ref1zには図12のステップ191により算出されているBURN2の値を、IGNDEADref1zには図29のステップ211により算出されているIGNDEADの値を入れておく。   Here, the values of BURN1ref1, BURN2ref1, and IGNDEADref1 are values calculated in steps 224 to 226 described later. Therefore, since BURN1ref1, BURN2ref1, and IGNDEADref1 are not calculated at the first time, the value of BURN1 calculated in step 171 of FIG. 10 is set in BURN1ref1z, and the value of BURN2 calculated in step 191 of FIG. 12 is set in BURN2ref1z. The value is set to IGNDEADref1z with the value of IGNDEAD calculated in step 211 in FIG.

ステップ224〜226では第1初期燃焼期間BURN1ref1、第1点火無駄時間相当クランク角IGNDEADref1、第1主燃焼期間BURN2ref1を算出する。これらの算出については図34、図35、図36のフローにより説明する。   In steps 224 to 226, a first initial combustion period BURN1ref1, a first ignition dead time equivalent crank angle IGNDEADref1, and a first main combustion period BURN2ref1 are calculated. These calculations will be described with reference to the flowcharts of FIGS. 34, 35, and 36.

まず、図34から説明すると、第1初期燃焼期間BURN1ref1の算出方法の基本的な考え方は図10に示した初期燃焼期間の算出方法と同じである。   First, from FIG. 34, the basic concept of the calculation method of the first initial combustion period BURN1ref1 is the same as the calculation method of the initial combustion period shown in FIG.

図34(図33(A)のステップ224のサブルーチン)においてステップ241では図14のステップ52、53で算出されているシリンダ新気量MACYL[kg]及び内部不活性ガス量MRES[kg]、燃料量QINJ[kg]、温度センサ43により検出されるコレクタ内温度TCOL[K]、温度センサ45より検出される排気温度TEXH[K]、圧力センサ44により検出されるコレクタ内圧力PCOL[Pa]、図5のステップ12で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVC[m3]、エンジン回転速度NRPM[rpm]、図5のステップ15で算出されている反応確率RPROBA[%]、図33(A)のステップ222、223で得られている点火時期前回値θignz[degBTDC]、第1初期燃焼期間前回値BURN1ref1z[deg]、第1主燃焼期間前回値BURN2ref1z[deg]、第1点火無駄時間相当クランク角前回値IGNDEADRf1z[deg]を読み込む。 In FIG. 34 (subroutine of step 224 of FIG. 33A), in step 241, the cylinder fresh air amount MACYL [kg] and the internal inert gas amount MRES [kg] calculated in steps 52 and 53 of FIG. Amount QINJ [kg], collector temperature TCOL [K] detected by the temperature sensor 43, exhaust temperature TEXH [K] detected by the temperature sensor 45, collector pressure PCOL [Pa] detected by the pressure sensor 44, The volume VIVC [m 3 ] at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in step 12 of FIG. 5, the engine speed NRPM [rpm], and the reaction probability RPROBA [%] calculated in step 15 of FIG. , Ignition timing previous value θignz [degBTDC] obtained in steps 222 and 223 in FIG. 1 initial combustion period previous value BURN1ref1z [deg], the first main combustion period previous value BURN2ref1z [deg], the first ignition dead time corresponds crank angle immediately preceding value IGNDEADRf1z read [deg].

ステップ242では点火時期前回値θignzを用いて燃焼室5の燃焼質量割合1%時における容積Vmb1p[m3]を次式により算出する。 In step 242, the volume Vmb1p [m 3 ] when the combustion mass ratio of the combustion chamber 5 is 1% is calculated by the following equation using the previous ignition timing value θignz.

Vmb1p=f25(θignz−IGNDEADref1z
−BURN1ref1z/2)
…(61)
ステップ243では燃焼質量割合1%時の有効圧縮比Emb1pを次式により算出する。
Vmb1p = f25 (θignz−IGNEADrefref1z
-BURN1ref1z / 2)
... (61)
In step 243, the effective compression ratio Emb1p when the combustion mass ratio is 1% is calculated by the following equation.

Emb1p=Vmb1p/VIVC …(62)
ステップ244ではシリンダ新気量MACYL[kg]をWIDRY[kg]に、内部不活性ガス量MRES[kg]をMASSZ[kg]に移す。これらWIDRY、MASSZは、軸トルク推定値の算出にのみ用いるために導入したもので、WIDRYはシリンダ新気量、MASSZは内部不活性ガス量である。
Emb1p = Vmb1p / VIVC (62)
In step 244, the cylinder fresh air amount MACYL [kg] is moved to WIDRY [kg], and the internal inert gas amount MRES [kg] is moved to MASSZ [kg]. These WIDRY and MASSZ are introduced for use only in calculating the shaft torque estimation value, WIDRY is the cylinder fresh air amount, and MASSZ is the internal inert gas amount.

ステップ245では燃焼室5の圧縮開始時温度TC0[K]を次式により算出する。   In step 245, the compression start temperature TC0 [K] of the combustion chamber 5 is calculated by the following equation.

TC0={(WIDRY+QINJ)×TCOL+MASSZ×TEXH}
/(WIDRY+QINJ+MASSZ) …(63)
ここでは、不活性ガスと新気の比熱を等しくして式を簡略化している。
TC0 = {(WIDRY + QINJ) × TCOL + MASSZ × TEXH}
/ (WIDRY + QINJ + MASSZ) (63)
Here, the specific heat of the inert gas and fresh air is made equal to simplify the equation.

ステップ246では燃焼室5の圧縮開始時圧力PC0[Pa]を算出する。これは圧力センサ44により検出される吸気弁閉時期IVCのコレクタ内圧力PCOLをPC0とすればよい。   In step 246, the compression start pressure PC0 [Pa] of the combustion chamber 5 is calculated. For this purpose, the collector internal pressure PCOL at the intake valve closing timing IVC detected by the pressure sensor 44 may be set to PC0.

ステップ247、248では燃焼質量割合1%時の瞬間圧縮比であるEmb1pと、燃焼質量割合1%時の燃焼質量割合であるBR1pとを用いて、燃焼室5内の燃料が燃焼したときの平均温度TC[K]と平均圧力PC[Pa]を次式により算出する。   In steps 247 and 248, the average when the fuel in the combustion chamber 5 is burned using Emb1p, which is the instantaneous compression ratio when the combustion mass ratio is 1%, and BR1p, which is the combustion mass ratio when the combustion mass ratio is 1%. The temperature TC [K] and the average pressure PC [Pa] are calculated by the following equations.

TC=TC0×Emb1p^0.35
+CF#×QINJ×BR1p/(MASSZ+WIDRY+QINJ)
…(64)
PC=PC0×Emb1p^1.35×TC/TC0/Emb1p^0.35
…(65)
ただし、CF#:燃料の低位発熱量、
(64)、(65)式は燃焼室5内でガスが断熱圧縮されると共に定容変化で燃焼すると仮定したときの式である。すなわち、(64)式右辺第1項が断熱圧縮後の温度を、(65)式右辺のPC0×Emb1p^1.35が断熱圧縮後の圧力を、これに対して(64)式右辺第2項が定容変化で燃焼により温度上昇した分を、(65)式右辺のTC/TC0/Emb1p^0.35が定容変化での燃焼による圧力上昇率を表している。
TC = TC0 × Emb1p ^ 0.35
+ CF # × QINJ × BR1p / (MASSZ + WIDRY + QINJ)
... (64)
PC = PC0 * Emb1p ^ 1.35 * TC / TC0 / Emb1p ^ 0.35
... (65)
Where CF #: lower heating value of fuel,
The equations (64) and (65) are equations when it is assumed that the gas is adiabatically compressed in the combustion chamber 5 and combusted with a constant volume change. That is, the first term on the right side of equation (64) is the temperature after adiabatic compression, PC0 × Emb1p ^ 1.35 on the right side of equation (65) is the pressure after adiabatic compression, and the second item on the right side of equation (64). TC / TC0 / Emb1p ^ 0.35 on the right side of equation (65) represents the rate of increase in pressure due to combustion at constant volume change, where the term is the temperature rise due to combustion due to constant volume change.

ステップ249〜252により第1初期燃焼期間を算出するための操作は図10のステップ168〜171により初期燃焼期間を算出するための操作と同様である。異なるのは図10のステップ168において燃焼室5の燃焼開始時期における温度T0と圧力P0とを用いて層流燃焼速度SL1を算出したのに対して、図34のステップ249では上記(64)式、(65)式で求めた温度TCと圧力PCを用いて層流燃焼速度SL1を算出する点、また図10のステップ171において初期燃焼期間BURN1の終了時期における燃焼質量割合であるBR1(=2%)と、燃焼室5の燃焼開始時期における容積であるV0とを用いて初期燃焼期間BURN1を算出したのに対して、図34のステップ252では初期燃焼期間の中間時期における燃焼質量割合である1%(=BR1p)と、燃焼室5の燃焼質量割合1%時における容積であるVmb1pとを用いて第1初期燃焼期間BURN1ref1を算出する点である。すなわち、ステップ249では第1初期燃焼期間における層流燃焼速度SL1[m/sec]を、またステップ252では第1初期燃焼期間BURN1ref1[deg]をそれぞれ次式により算出する。   The operation for calculating the first initial combustion period in steps 249 to 252 is the same as the operation for calculating the initial combustion period in steps 168 to 171 of FIG. The difference is that the laminar combustion speed SL1 is calculated using the temperature T0 and the pressure P0 at the combustion start timing of the combustion chamber 5 in step 168 of FIG. 10, whereas in step 249 of FIG. , The point where the laminar combustion speed SL1 is calculated using the temperature TC and the pressure PC obtained by the equation (65), and BR1 (= 2 which is the combustion mass ratio at the end of the initial combustion period BURN1 in step 171 of FIG. %) And V0 which is the volume at the combustion start timing of the combustion chamber 5 is calculated, whereas the initial combustion period BURN1 is calculated in step 252 of FIG. The first initial combustion period BURN1ref1 is calculated using 1% (= BR1p) and Vmb1p which is the volume of the combustion chamber 5 when the combustion mass ratio is 1%. In that it is. That is, in step 249, the laminar combustion speed SL1 [m / sec] in the first initial combustion period is calculated, and in step 252 the first initial combustion period BURN1ref1 [deg] is calculated by the following equations.

SL1=SLstd×(TC/Tstd)2.18×(PC/Pstd)-0.16 …(66)
ただし、Tstd :基準温度[K]、
Pstd :基準圧力[Pa]、
SLstd:基準温度Tstdと基準圧力Pstdにおける基準層流燃焼
速度[m/sec]、
BURN1ref1={(NRPM×6)×BR1p×Vmb1p}
/(RPROBA×AF1×FLAME1) …(67)
ただし、AF1 :火炎核の反応面積(固定値)[m2]、
図35(図33(A)のステップ225のサブルーチン)のフローは第1点火無駄時間相当クランク角IGNDEADを算出するためのもので、その算出方法は前述した図29に示す点火無駄時間相当クランク角IGNDEADの算出方法と基本的に変わらない。
SL1 = SLstd × (TC / Tstd) 2.18 × (PC / Pstd) −0.16 (66)
Where Tstd: reference temperature [K],
Pstd: Reference pressure [Pa]
SLstd: Reference laminar combustion at reference temperature Tstd and reference pressure Pstd
Speed [m / sec],
BURN1ref1 = {(NRPM × 6) × BR1p × Vmb1p}
/ (RPROBA × AF1 × FLAME1) (67)
However, AF1: Reaction area (fixed value) of flame kernel [m 2 ],
The flow of FIG. 35 (subroutine of step 225 of FIG. 33A) is for calculating the first ignition dead time equivalent crank angle IGNDEAD, and the calculation method is the aforementioned ignition dead time equivalent crank angle shown in FIG. It is basically the same as the IGNDEAD calculation method.

図29に示す点火無駄時間相当クランク角IGNDEADの算出方法と異なるのは、図29においては燃焼室5の燃焼開始時期における容積V0を算出するのに前回燃焼開始時期MBTCYCLを用いたのに対して(図29のステップ201、202参照)、図35では点火時期θignを用いる(図35のステップ261、262参照)点だけである。従って異なる点を主に説明すると、図35のステップ261において図33(A)のステップ222で得られている点火時期θign[degBTDC]、図5のステップ12で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVC[m3]、図5のステップ13で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINI[K]、図5のステップ14で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における圧力PINI[Pa]、目標当量比TFBYA、エンジン回転速度NRPM[rpm]を読み込み、このうち点火時期θignを用いステップ262において燃焼室5の燃焼開始時期における容積V0[m3]を算出する。 29 differs from the calculation method of the ignition dead time equivalent crank angle IGNDEAD shown in FIG. 29 in that the previous combustion start timing MBTCYCL is used to calculate the volume V0 at the combustion start timing of the combustion chamber 5 in FIG. In FIG. 35, only the ignition timing θign is used (see steps 261 and 262 in FIG. 35). Therefore, the differences will be mainly described. In step 261 in FIG. 35, the ignition timing θign [degBTDC] obtained in step 222 in FIG. 33A and the intake air of the combustion chamber 5 calculated in step 12 in FIG. The volume VIVC [m 3 ] at the valve closing timing, the temperature TINI [K] at the intake valve closing timing calculated at step 13 in FIG. 5, and the combustion chamber 5 calculated at step 14 in FIG. The pressure PINI [Pa] at the intake valve closing timing, the target equivalence ratio TFBYA, and the engine speed NRPM [rpm] are read. Among these, the ignition timing θign is used, and in step 262, the volume V0 [m 3 ] at the combustion start timing in the combustion chamber 5 is read. Is calculated.

ステップ263〜265では図29のステップ203〜205と同様にして燃焼室5の燃焼開始時期における温度T0[K]と、燃焼室5の燃焼開始時期における圧力P0[Pa]とを算出する。   In steps 263 to 265, the temperature T0 [K] at the combustion start timing of the combustion chamber 5 and the pressure P0 [Pa] at the combustion start timing of the combustion chamber 5 are calculated in the same manner as in steps 203 to 205 of FIG.

図36(図33(A)のステップ226のサブルーチン)のフローは第1主燃焼期間を算出するためのもので、ここでの第1主燃焼期間の算出方法の基本的な考え方は図12に示した主初期燃焼期間の算出方法と同じである。   The flow of FIG. 36 (subroutine of step 226 in FIG. 33A) is for calculating the first main combustion period, and the basic concept of the calculation method of the first main combustion period here is shown in FIG. This is the same as the calculation method of the main initial combustion period shown.

ステップ281では図14のステップ52、53で算出されているシリンダ新気量MACYL[kg]及び内部不活性ガス量MRES[kg]、燃料量QINJ[kg]、温度センサ43により検出されるコレクタ内温度TCOL[K]、温度センサ45より検出される排気温度TEXH[K]、圧力センサ44により検出されるコレクタ内圧力PCOL[Pa]、図5のステップ12で算出されている燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVC[m3]、エンジン回転速度NRPM[rpm]、図5のステップ15で算出されている反応確率RPROBA[%]、図33(A)のステップ222で得られている点火時期θign、点火時期前回値θignz、図33(A)のステップ223で得られている第1初期燃焼期間前回値BURN1ref1z[deg]、第1主燃焼期間前回値BURN2ref1z[deg]、第1点火無駄時間相当クランク角前回値IGNDEADref1z[deg]、図34のステップ252で算出されている第1初期燃焼期間BURN1ref1[deg]、図35のステップ271で算出されている第1点火無駄時間相当クランク角IGNDEADref1[deg]を読み込む。 In step 281, the cylinder fresh air amount MACYL [kg], the internal inert gas amount MRES [kg], the fuel amount QINJ [kg] calculated in steps 52 and 53 of FIG. The temperature TCOL [K], the exhaust temperature TEXH [K] detected by the temperature sensor 45, the collector internal pressure PCOL [Pa] detected by the pressure sensor 44, and the intake air of the combustion chamber 5 calculated in step 12 of FIG. Volume VIVC [m 3 ] at the valve closing timing, engine rotation speed NRPM [rpm], reaction probability RPROBA [%] calculated in step 15 of FIG. 5, ignition obtained in step 222 of FIG. Timing θign, ignition timing previous value θignz, first initial combustion period previous value BUR obtained in step 223 of FIG. N1ref1z [deg], first main combustion period previous value BURN2ref1z [deg], first ignition dead time equivalent crank angle previous value IGNDEADref1z [deg], first initial combustion period BURN1ref1 [deg] calculated in step 252 of FIG. ], The first ignition dead time equivalent crank angle IGNDEADref1 [deg] calculated in step 271 of FIG. 35 is read.

ステップ282〜285は燃焼室5の燃焼質量割合31%時における容積Vmb31pを算出する部分である。まずステップ282では燃焼質量割合が31%のときのクランク角の前回値θmb31pz[degBTDC]を次式により算出する。   Steps 282 to 285 are parts for calculating the volume Vmb31p when the combustion mass ratio of the combustion chamber 5 is 31%. First, in step 282, the previous crank angle value θmb31pz [degBTDC] when the combustion mass ratio is 31% is calculated by the following equation.

θmb31pz=θignz−IGNDEADref1z−BURN1ref1z
−BURNN2ref1z/2
…(68)
ステップ283では燃焼質量割合が2%のときのクランク角の前回値と、燃焼質量割合が2%のときのクランク角の今回値との差θ2pdif[deg]を次式により算出する。
θmb31pz = θignz-IGNEADref1z-BURN1ref1z
-BURNN2ref1z / 2
... (68)
In step 283, a difference θ2pdif [deg] between the previous value of the crank angle when the combustion mass ratio is 2% and the current value of the crank angle when the combustion mass ratio is 2% is calculated by the following equation.

θ2pdif=(θignz−IGNDEADref1z−BURN1ref1z)
−(θign−IGNDEADref1−BURN1ref1) …(69)
ステップ284では燃焼質量割合が31%のときのクランク角の今回値θmb31p[degBTDC]を次式により算出する。
θ2pdif = (θignz−IGNEADref1z−BURN1ref1z)
− (Θsign−IGNEADref1-BURN1ref1) (69)
In step 284, the current value θmb31p [degBTDC] of the crank angle when the combustion mass ratio is 31% is calculated by the following equation.

θmb31p=θmb31pz−θ2pdif …(70)
ステップ285ではこのクランク角θmb31pから燃焼室5の燃焼質量割合31%時における容積Vmb31p[m3]を次式により算出する。この操作は図34のステップ242の操作と同様である。
θmb31p = θmb31pz−θ2pdif (70)
In step 285, the volume Vmb31p [m 3 ] at the combustion mass ratio 31% in the combustion chamber 5 is calculated from the crank angle θmb31p by the following equation. This operation is the same as the operation in step 242 of FIG.

Vmb31p=f25(θmb31p) …(71)
ステップ286ではこの燃焼室5の燃焼質量割合31%時における容積Vmb31pから燃焼質量割合31%時の有効圧縮比Emb31pを次式により算出する。
Vmb31p = f25 (θmb31p) (71)
In step 286, the effective compression ratio Emb31p at the combustion mass ratio 31% is calculated from the volume Vmb31p at the combustion mass ratio 31% of the combustion chamber 5 by the following equation.

Emb31p=Vmb31p/VIVC …(72)
ステップ287〜291によりTCとPCを算出するための操作は図34のステップ244〜248によりTCとPCを算出するための操作と同様である。異なるのは図34のステップ247、248においては燃焼質量割合1%時の圧縮比であるEmb1pと、燃焼質量割合1%時の燃焼質量割合であるBR1pとを用いたのに対して、図36のステップ290、291では燃焼質量割合31%時の圧縮比であるEmb31pと、燃焼質量割合31%時の燃焼質量割合であるBR31pとを用いる点である。すなわち、図36のステップ290、291では燃焼室5内の燃料が燃焼したときの平均温度TC[K]と平均圧力PC[Pa]を次式により算出する。
Emb31p = Vmb31p / VIVC (72)
The operation for calculating TC and PC in steps 287 to 291 is the same as the operation for calculating TC and PC in steps 244 to 248 in FIG. The difference is that in steps 247 and 248 of FIG. 34, Emb1p, which is the compression ratio when the combustion mass ratio is 1%, and BR1p, which is the combustion mass ratio when the combustion mass ratio is 1%, are used. Steps 290 and 291 use Emb31p which is a compression ratio at a combustion mass ratio of 31% and BR31p which is a combustion mass ratio at a combustion mass ratio of 31%. That is, in steps 290 and 291 of FIG. 36, the average temperature TC [K] and the average pressure PC [Pa] when the fuel in the combustion chamber 5 burns are calculated by the following equations.

TC=TC0×Emb31p^0.35
+CF#×QINJ×BR31p/(MASSZ+WIDRY+QINJ)
…(73)
PC=PC0×Emb31p^1.35×TC/TC0/Emb31p^0.35
…(74)
ただし、CF#:燃料の低位発熱量、
ステップ292〜295により第1主燃焼期間を算出するための操作は図12のステップ188〜191により主燃焼期間を算出するための操作と同様である。異なるのは図12のステップ188において燃焼室5の圧縮上死点時期における温度TTDCと圧力PTDCとを用いたのに対して、図36のステップ292では上記(73)式、(74)式で求めた温度TCと圧力PCとを用いる点、また図12のステップ191において主燃焼期間BURN2の終了時期における燃焼質量割合であるBR2(=58%)と、燃焼室5の圧縮上死点時期における容積であるVTDCとを用いたのに対して、図36のステップ295では主燃焼期間の中間時期の近傍における燃焼質量割合である31%(=BR31p)と、燃焼室5の燃焼質量割合31%時における容積であるVmb31pとを用いる点である。すなわち、ステップ292では第1主燃焼期間における層流燃焼速度SL2[m/sec]を、またステップ295では第1主燃焼期間BURN2ref1[deg]をそれぞれ次式により算出する。
TC = TC0 × Emb31p ^ 0.35
+ CF # × QINJ × BR31p / (MASSZ + WIDRY + QINJ)
... (73)
PC = PC0 * Emb31p ^ 1.35 * TC / TC0 / Emb31p ^ 0.35
... (74)
Where CF #: lower heating value of fuel,
The operation for calculating the first main combustion period in steps 292 to 295 is the same as the operation for calculating the main combustion period in steps 188 to 191 in FIG. The difference is that the temperature TTDC and the pressure PTDC at the compression top dead center timing of the combustion chamber 5 are used in step 188 in FIG. 12, whereas in step 292 in FIG. 36, the above equations (73) and (74) are used. The point at which the obtained temperature TC and pressure PC are used, and the combustion mass ratio BR2 (= 58%) at the end timing of the main combustion period BURN2 in step 191 of FIG. Whereas the volume VTDC is used, in step 295 of FIG. 36, the combustion mass ratio is 31% (= BR31p) in the vicinity of the intermediate period of the main combustion period, and the combustion mass ratio of the combustion chamber 5 is 31%. It is a point using Vmb31p which is the volume in time. That is, in step 292, the laminar combustion speed SL2 [m / sec] in the first main combustion period is calculated, and in step 295, the first main combustion period BURN2ref1 [deg] is calculated by the following equations.

SL2=SLstd×(TC/Tstd)2.18×(PC/Pstd)-0.16 …(75)
ただし、Tstd :基準温度[K]、
Pstd :基準圧力[Pa]、
SLstd:基準温度Tstdと基準圧力Pstdにおける基準層流燃焼
速度[m/sec]、
BURN2ref1={(NRPM×6)×BR31p×Vmb31p}
/(RPROBA×AF2×FLAME1) …(76)
ただし、AF2 :火炎核の反応面積(固定値)[m2]、
このようにして、第1初期燃焼期間BURN1ref1、第1点火無駄時間相当クランク角IGNDEADref1、第1主燃焼期間BURN2ref1の算出を終了したら図33(A)のステップ227に戻り燃焼質量割合の第1近似式X1’を算出する。この第1近似式の算出については図37のフローにより説明する。
SL2 = SLstd × (TC / Tstd) 2.18 × (PC / Pstd) −0.16 (75)
Where Tstd: reference temperature [K],
Pstd: Reference pressure [Pa]
SLstd: Reference laminar combustion at reference temperature Tstd and reference pressure Pstd
Speed [m / sec],
BURN2ref1 = {(NRPM × 6) × BR31p × Vmb31p}
/ (RPROBA × AF2 × FLAME1) (76)
However, AF2: Reaction area (fixed value) of flame kernel [m 2 ],
When the calculation of the first initial combustion period BURN1ref1, the first ignition dead time equivalent crank angle IGNDEADref1, and the first main combustion period BURN2ref1 is thus completed, the process returns to step 227 of FIG. Formula X1 ′ is calculated. The calculation of the first approximate expression will be described with reference to the flowchart of FIG.

ここで、図37のフローを説明する前に、どのようにして燃焼質量割合の近似式を求めたのかを先に説明する。   Here, before explaining the flow of FIG. 37, how the approximate expression of the combustion mass ratio is obtained will be described first.

燃焼質量割合X[%]は一般にクランク角θ[deg]を変数とする指数関数として次式により記述されることが多い。   In general, the combustion mass ratio X [%] is often described by the following equation as an exponential function with the crank angle θ [deg] as a variable.

X=1−exp[−a・{(θ−θs)/θB}^(m+1)]
…(補4)
ただし、θs:熱発生開始クランク角、
θB:燃焼期間相当クランク角、
a、m:プロファイルを決める定数、
(補4)式の定数a、mは燃焼室形状や点火プラグ位置、及び燃焼室内のガス流動特性等、エンジン機種によって一義的に定まる値である。従って、定数a、mは実験等により予め決めておくことができる。(補4)式はWiebe関数といわれる。
X = 1−exp [−a · {(θ−θs) / θB} ^ (m + 1)]
... (Supplement 4)
Where θs: heat generation start crank angle,
θB: crank angle corresponding to the combustion period,
a, m: constants that determine the profile,
The constants a and m in (Supplement 4) are values uniquely determined by the engine model, such as the shape of the combustion chamber, the position of the spark plug, and the gas flow characteristics in the combustion chamber. Therefore, the constants a and m can be determined in advance by experiments or the like. (Supplement 4) The expression is called a Wiebe function.

本実施形態は、所定のパラメータに基づいてこれらの定数a、mを算出し、これら算出した定数a、mを上記(補4)式に代入した式を燃焼質量割合の近似式として求める。具体的に説明すると、(補4)式を次のように変形する。   In the present embodiment, the constants a and m are calculated based on predetermined parameters, and an expression obtained by substituting the calculated constants a and m into the above (Supplement 4) is obtained as an approximate expression of the combustion mass ratio. More specifically, the (complement 4) equation is modified as follows.

X=1−exp[−{a/θB^(m+1)}・(θ−θs)^(m+1)]
…(補5)
この(補5)式において定数kを、
k≡a/{θB^(m+1)} …(補6)
の式で定義すると、(補4)式に代えて次式が得られる。
X = 1−exp [− {a / θB ^ (m + 1)} · (θ−θs) ^ (m + 1)]
... (Supplement 5)
In this (Supplement 5), the constant k is
k≡a / {θB ^ (m + 1)} (Supplement 6)
The following equation is obtained in place of the (complement 4) equation.

X=1−exp[−k・(θ−θs)^(m+1)]…(補7)
さて、(補4)式のWiebe関数を本実施形態に適用することを考える。
X = 1−exp [−k · (θ−θs) ^ (m + 1)] (Supplement 7)
Now, consider applying the Wiebe function of (Supplement 4) to this embodiment.

まず、熱発生開始クランク角θs[degBTDC]は本実施形態では次式で与えられる。   First, the heat generation start crank angle θs [degBTDC] is given by the following equation in the present embodiment.

θs=θign[degBTDC]−IGNDEAD[deg]
…(補8)
いま、燃焼質量割合が2%のときのクランク角をθ2、燃焼質量割合が60%のときのクランク角をθ60とすれば、これらを上記(補4)式に代入して次の2つの式が成立する。
θs = θsign [degBTDC] −IGNEAD [deg]
... (Supplement 8)
If the crank angle when the combustion mass ratio is 2% is θ2 and the crank angle when the combustion mass ratio is 60% is θ60, these are substituted into the above (Supplement 4) equation and the following two equations Is established.

0.02=1−[−a・{(θ2−θs)/θB}^(m+1)]
…(補9)
0.6=1−[−a・{(θ60−θs)/θB}^(m+1)]
…(補10)
(補9)、(補10)式をそれぞれ変形して、
−a・{(θ2−θs)/θB}^(m+1)=ln(1−0.02)
=ln(0.98)
…(補11)
−a・{(θ60−θs)/θB}^(m+1)=ln(1−0.6)
=ln(0.4)
…(補12)
(補11)、(補12)式の両辺をそれぞれ割り算して、
{(θ2−θs)/(θ60−θs)}^(m+1)
=ln(0.98)/ln(0.4)
…(補13)
(補13)式を定数mについて整理すると次式が得られる。
0.02 = 1 − [− a · {(θ2−θs) / θB} ^ (m + 1)]
... (Supplement 9)
0.6 = 1 − [− a · {(θ60−θs) / θB} ^ (m + 1)]
... (Supplement 10)
(Supplement 9) and (Supplement 10) are modified respectively,
−a · {(θ2−θs) / θB} ^ (m + 1) = ln (1−0.02)
= Ln (0.98)
(Supplement 11)
-A · {(θ60−θs) / θB} ^ (m + 1) = ln (1-0.6)
= Ln (0.4)
... (Supplement 12)
Divide both sides of (Supplement 11) and (Supplement 12) respectively,
{(Θ2−θs) / (θ60−θs)} ^ (m + 1)
= Ln (0.98) / ln (0.4)
... (Supplement 13)
(Supplement 13) The following equation is obtained by arranging the equation with respect to the constant m.

m=ln{ln(0.98)/ln(0.4)}
/ln{(θ2−θs)/(θ60−θs)}−1
…(補14)
ここで、(補14)式の「ln」は自然対数を表している。
m = ln {ln (0.98) / ln (0.4)}
/ Ln {(θ2−θs) / (θ60−θs)} − 1
... (Supplement 14)
Here, “ln” in (Supplement 14) represents a natural logarithm.

また、上記(補11)式を変形すると次式が得られる。   Further, when the above (Supplement 11) equation is modified, the following equation is obtained.

a/{θB^(m+1)}=−ln(0.98)/{(θ2−θs)^(m+1)}
…(補15)
(補15)、(補6)式より、上記の定数kはこの定数mを用いて次式により表される。
a / {θB ^ (m + 1)} = − ln (0.98) / {(θ2−θs) ^ (m + 1)}
... (Supplement 15)
From (Supplement 15) and (Supplement 6), the constant k is expressed by the following equation using the constant m.

k=a/{θB^(m+1)}
=−ln(0.98)/{(θ2−θs)^(m+1)}
…(補16)
以上をまとめると、上記(補8)式により得られる熱発生開始クランク角θsを上記(補14)式に代入すれば、定数mが求まり、その求めた定数mを(補16)式に代入すれば定数kが求まる。このようにして、定数mと定数kが求まると、この求めた定数m、kを上記(補7)式に代入した式を燃焼質量割合の近似式として定めることができる。
k = a / {θB ^ (m + 1)}
= −ln (0.98) / {(θ2−θs) ^ (m + 1)}
... (Supplement 16)
To summarize the above, if the heat generation start crank angle θs obtained by the above (Supplement 8) is substituted into the above (Supplement 14), the constant m is obtained, and the obtained constant m is substituted into the (Supplement 16) equation. Then, the constant k can be obtained. When the constant m and the constant k are obtained in this way, an equation in which the obtained constants m and k are substituted into the above (Supplement 7) equation can be determined as an approximate equation for the combustion mass ratio.

図37(図33(A)のステップ227のサブルーチン)は燃焼質量割合の第1近似式X1’を算出するためのものである。   FIG. 37 (subroutine of step 227 in FIG. 33A) is for calculating the first approximate expression X1 'of the combustion mass ratio.

図37においてステップ301では、図33(A)のステップ222で得ている点火時期θign[degBTDC]、図33(A)のステップ225で算出している第1点火無駄時間相当クランク角IGNDEADref1[deg]を読み込む。   In FIG. 37, in step 301, the ignition timing θsign [degBTDC] obtained in step 222 in FIG. 33A, the first ignition dead time equivalent crank angle IGNDEADref1 [deg] calculated in step 225 in FIG. ].

ステップ302では次式により熱発生開始クランク角θs[degBTDC]を算出する。   In step 302, the heat generation start crank angle θs [degBTDC] is calculated by the following equation.

θs=θign−IGNDEADref1 …(77)
(77)式は上記(補8)式と同じである。
θs = θsign−IGNDEADref1 (77)
Equation (77) is the same as the above (Supplement 8).

ステップ303ではこの熱発生開始クランク角θsを用いて次式により定数mを算出する。   In step 303, the constant m is calculated by the following equation using the heat generation start crank angle θs.

m=ln{ln(0.98)/ln(0.4)}
/ln{(θ2−θs)/(θ60−θs)}−1 …(78)
ただし、θ2 :燃焼質量割合が2%のときのクランク角、
θ60:燃焼質量割合が60%のときのクランク角、
(78)式は上記(補14)式と同じである。ここで、(78)式のθ2、θ60は基本点火時期MBTCALより求める。または適合により定めておく。
m = ln {ln (0.98) / ln (0.4)}
/ Ln {(θ2−θs) / (θ60−θs)} − 1 (78)
Where θ2 is the crank angle when the combustion mass ratio is 2%,
θ60: crank angle when the combustion mass ratio is 60%,
The expression (78) is the same as the above (complement 14) expression. Here, θ2 and θ60 in the equation (78) are obtained from the basic ignition timing MBTCAL. Or set by conformity.

ステップ304ではこのようにして算出した定数mを用いて次式によりもう一つの定数kを算出する。   In step 304, another constant k is calculated by the following equation using the constant m thus calculated.

k=a/{θB^(m+1)}
=−ln(0.98)/{(θ2−θs)^(m+1)} …(79)
(79)式は上記(補16)式と同じである。
k = a / {θB ^ (m + 1)}
= −ln (0.98) / {(θ2−θs) ^ (m + 1)} (79)
The expression (79) is the same as the above (complement 16) expression.

ステップ305ではこの定数kと上記の定数mとを用いて次式により燃焼質量割合の第1近似式X1’[%]を次式により算出する。   In step 305, the first approximate expression X1 '[%] of the combustion mass ratio is calculated by the following expression using the constant k and the constant m described above.

X1’=1−exp[−k・(θ−θs)^(m+1)] …(80)
(80)式は上記(補7)式と同じである。
X1 ′ = 1−exp [−k · (θ−θs) ^ (m + 1)] (80)
Expression (80) is the same as the above (complement 7).

このようにして燃焼質量割合の第1近似式X1’の算出を終了したら図33(A)のステップ228に戻り、第1図示正仕事推定値Wpos1を算出する。この第1図示正仕事推定値Wpos1の算出については図38、図39のフローにより説明する。   When the calculation of the first approximate expression X1 'for the combustion mass ratio is thus completed, the process returns to step 228 of FIG. 33A to calculate the first illustrated positive work estimated value Wpos1. The calculation of the first illustrated positive work estimated value Wpos1 will be described with reference to the flowcharts of FIGS.

図38、図39(図33(A)のステップ228のサブルーチン)は第1正仕事推定値Wpos1を算出するためのものである。   FIG. 38 and FIG. 39 (subroutine of step 228 in FIG. 33A) are for calculating the first positive work estimated value Wpos1.

図38においてステップ311では、図33(A)のステップ222で得ている点火時期θign[degBTDC]、図33(A)のステップ225で算出している第1点火無駄時間相当クランク角IGNDEADref1[deg]、燃料量QINJ[kg]、 図5のステップ12で算出している燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVC[m3]、図5のステップ13で算出している燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINI[K]、図5のステップ14で算出している燃焼室5の吸気弁閉時期における圧力PINI[Pa]、温度センサ48により検出される燃焼室壁温Twall[K]、目標当量比TFBYAを読み込む。 38, in step 311, the ignition timing θign [degBTDC] obtained in step 222 in FIG. 33A, the first ignition dead time equivalent crank angle IGNDEADref1 [deg] calculated in step 225 in FIG. ], The fuel amount QINJ [kg], the volume VIVC [m 3 ] at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber 5 calculated in step 12 of FIG. 5, and the intake air of the combustion chamber 5 calculated in step 13 of FIG. The temperature TINI [K] at the valve closing timing, the pressure PINI [Pa] at the intake valve closing timing calculated in step 14 of FIG. 5, and the combustion chamber wall temperature Twall [K] detected by the temperature sensor 48 The target equivalent ratio TFBYA is read.

ステップ312では吸気弁閉時期IVC[degBTDC]をクランク角前回値θ(old)[degBTDC]にセットする。   In step 312, the intake valve closing timing IVC [degBTDC] is set to the crank angle previous value θ (old) [degBTDC].

ステップ313ではクランク角前回値θ(old)を所定角度const2[deg]だけ進めた値をクランク角今回値θ(new)としてセットする。ここで、所定角度const2は後述する瞬間仕事dWを算出する周期を定める値であり、const2の値を大きくし過ぎると演算時間は短くて済むものの図示正仕事推定値の演算精度が低下し、この逆にconst2の値を小さくし過ぎると演算精度は上がるものの演算時間が長引くことになるので、最適な値を適合により設定する。ここでは所定角度const2は1deg程度で考えている。   In step 313, a value obtained by advancing the crank angle previous value θ (old) by a predetermined angle const2 [deg] is set as the crank angle current value θ (new). Here, the predetermined angle const2 is a value that determines a cycle for calculating the instantaneous work dW described later. If the value of const2 is increased too much, the calculation time of the illustrated positive work estimated value decreases although the calculation time is shortened. On the other hand, if the value of const2 is made too small, the calculation accuracy increases, but the calculation time is prolonged. Therefore, an optimal value is set by conformance. Here, the predetermined angle const2 is considered to be about 1 deg.

ステップ314ではこのクランク角今回値θ(new)と排気弁開時期EVOとを比較する。クランク角今回値θ(new)が排気弁開時期EVOに達していなければステップ315に進み燃焼室5のクランク角今回値θ(new)における容積Vcyl(new)[m3]を算出する。この算出にはクランク角今回値θ(new)から次式によりまずピストン変位[m]を算出する。 In step 314, the crank angle current value θ (new) is compared with the exhaust valve opening timing EVO. If the current crank angle value θ (new) has not reached the exhaust valve opening timing EVO, the routine proceeds to step 315, where the volume Vcyl (new) [m 3 ] at the current crank angle value θ (new) of the combustion chamber 5 is calculated. For this calculation, the piston displacement [m] is first calculated from the current crank angle value θ (new) by the following equation.

ピストン変位=(クランク長+コンロッド長)−クランク長・cos(θ(new))
−sqrt{コンロッド長^2−クランク長^2・sin((θ(new)^2)}
…(81)
(81)式のクランク長[m]、コンロッド長[m]はエンジンの仕様により定まる値である。(81)式の「sqrt」は平方根を採ることを表している。ただし、ここには簡単のためクランクシャフトの回転中心がシリンダの中心軸からオフセットしていない場合の式を示している。
Piston displacement = (Crank length + Connecting rod length)-Crank length · cos (θ (new))
-Sqrt {connector length ^ 2-crank length ^ 2 · sin ((θ (new) ^ 2)}
... (81)
The crank length [m] and the connecting rod length [m] in equation (81) are values determined by engine specifications. “Sqrt” in the equation (81) represents taking a square root. However, for the sake of simplicity, an expression in the case where the rotation center of the crankshaft is not offset from the center axis of the cylinder is shown here.

上記(81)式により算出されるピストン変位を用いて次式により燃焼室5のクランク角今回値θ(new)における容積Vcyl(new)[m3]を算出する。 The volume Vcyl (new) [m 3 ] at the crank angle current value θ (new) of the combustion chamber 5 is calculated by the following equation using the piston displacement calculated by the above equation (81).

Vcyl(new)=(π/4)・D^2・ピストン変位+Vc …(82)
ただし、D :シリンダボア径[m]、
Vc:隙間容積[m3]、
ステップ316では燃焼室5のクランク角今回値θ(new)における圧力P(new)と温度T(new)を次式により算出する。
Vcyl (new) = (π / 4) · D ^ 2 · Piston displacement + Vc (82)
Where D: cylinder bore diameter [m]
Vc: gap volume [m 3 ],
In step 316, the pressure P (new) and temperature T (new) at the crank angle current value θ (new) of the combustion chamber 5 are calculated by the following equations.

P(new)=P(old)×(Vcyl(old)/Vcyl(new))^κ …(83)
T(new)=T(old)×(Vcyl(old)/Vcyl(new))^(κ−1)
…(84)
(83)、(84)式は燃焼室5内でガスが断熱圧縮されるとしたときの圧力と温度を熱力学の法則に則って表した式である。
P (new) = P (old) × (Vcyl (old) / Vcyl (new)) ^ κ (83)
T (new) = T (old) × (Vcyl (old) / Vcyl (new)) ^ (κ−1)
... (84)
Expressions (83) and (84) are expressions expressing pressure and temperature when the gas is adiabatically compressed in the combustion chamber 5 in accordance with the laws of thermodynamics.

ここで、(83)、(84)式のVcyl(old)は燃焼室5のクランク角前回値θ(old)における容積前回値、またP(old)とT(old)は燃焼室5のクランク角前回値θ(old)における圧力前回値と温度前回値で、後述する図39のステップ329により得られている。P(old)の初期値としては図5のステップ14で算出している燃焼室5の吸気弁閉時期における圧力PINIを、T(old)の初期値としては図5のステップ13で算出している燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINIを、Vcyl(old)の初期値としては図5のステップ12で算出している燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVCを入れておく。   Here, Vcyl (old) in the equations (83) and (84) is the previous volume value at the previous crank angle value θ (old) of the combustion chamber 5, and P (old) and T (old) are the cranks of the combustion chamber 5. The previous pressure value and the previous temperature value at the previous angle value θ (old) are obtained by step 329 in FIG. 39 described later. As an initial value of P (old), the pressure PINI at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber 5 calculated in step 14 of FIG. 5 is calculated as an initial value of T (old) in step 13 of FIG. As the initial value of Vcyl (old), the volume VIVC of the combustion chamber 5 at the intake valve closing timing calculated in step 12 of FIG.

ピストン6が上昇して燃焼室5内でガスが断熱圧縮されるときにはVcyl(old)/Vcyl(new)>1.0となり、従って、上記(83)、(84)式よりクランク角前回値における圧力前回値P(old)よりもクランク角今回値における圧力P(new)のほうが高くなり、かつクランク角前回値における温度前回値T(old)よりもクランク角今回値における温度T(new)のほうが高くなる。   When the piston 6 rises and the gas is adiabatically compressed in the combustion chamber 5, Vcyl (old) / Vcyl (new)> 1.0. Therefore, from the above equations (83) and (84), the crank angle at the previous value is obtained. The pressure P (new) at the current crank angle value is higher than the previous pressure value P (old), and the temperature T (new) at the current crank angle value is higher than the previous temperature value T (old) at the previous crank angle value. Is higher.

ステップ317では図33(A)のステップ227で求めた燃焼質量割合の第1近似式X1’にクランク角今回値θ(new)を代入することによって、つまりクランク角今回値θ(new)での燃焼質量割合MB(new)を次式により算出する。   In step 317, the crank angle current value θ (new) is substituted into the first approximate expression X1 ′ of the combustion mass ratio obtained in step 227 of FIG. 33A, that is, the crank angle current value θ (new). The combustion mass ratio MB (new) is calculated by the following equation.

MB(new)=1−exp[−k・(θ(new)
−(θign−IGNDEADref1))^(m+1)]
…(85)
ステップ318ではこの燃焼質量割合MB(new)と所定値const3を、またクランク角今回値θ(new)と熱発生開始クランク角(θign−IGNDEADref1)とを比較する。ここで、燃焼が終了するのは燃焼質量割合が100%になるときであるので、所定値const3としてはこの100%に十分近い値を設定する。つまり、燃焼質量割合MB(new)が所定値const3以上になると燃焼が終了していることを表す。
MB (new) = 1−exp [−k · (θ (new)
-([Theta] sign-IGNEADref1)) ^ (m + 1)]
... (85)
In step 318, the combustion mass ratio MB (new) and the predetermined value const3 are compared, and the crank angle current value θ (new) and the heat generation start crank angle (θign−IGNEADref1) are compared. Here, since combustion ends when the combustion mass ratio reaches 100%, the predetermined value const3 is set to a value sufficiently close to 100%. That is, when the combustion mass ratio MB (new) becomes equal to or greater than the predetermined value const3, it indicates that the combustion is finished.

クランク角今回値θ(new)が熱発生開始クランク角(θign−IGNDEADref1)に達していないときにはまだ熱発生がないし、燃焼質量割合MB(new)が所定値const3以上であるときには燃焼が終了しているので、これらの場合にはステップ320に進んでクランク角前回値からクランク角今回値までの発生熱量dQburn=0とする。   When the crank angle current value θ (new) has not reached the heat generation start crank angle (θign−IGNEADref1), no heat is generated yet, and when the combustion mass ratio MB (new) is equal to or greater than the predetermined value const3, the combustion is finished. Therefore, in these cases, the routine proceeds to step 320, where the generated heat amount dQburn from the previous crank angle value to the current crank angle value is set to zero.

一方、クランク角今回値θ(new)が熱発生開始クランク角(θign−IGNDEADref1)を過ぎておりかつ燃焼質量割合MB(new)が所定値const3未満であるときには熱発生がありかつ燃焼が終了していないと判断しステップ318よりステップ319に進んでクランク角前回値からクランク角今回値までの発生熱量dQburn[kJ]を次式により算出する。   On the other hand, when the crank angle current value θ (new) exceeds the heat generation start crank angle (θsign−IGNEADrefref1) and the combustion mass ratio MB (new) is less than the predetermined value const3, heat is generated and combustion ends. If it is determined that it is not, the routine proceeds from step 318 to step 319, where the amount of heat generated dQburn [kJ] from the previous crank angle value to the current crank angle value is calculated by the following equation.

dQburn=(MB(new)−MB(old))・QINJ・CF#…(86)
ただし、CF#:燃料の低位発熱量[kJ/kg]、
ここで、(86)式のMB(old)はクランク角前回値θ(old)における燃焼質量割合前回値で、後述する図39のステップ329により得られている。
dQburn = (MB (new) −MB (old)) · QINJ · CF # (86)
Where CF #: lower heating value of fuel [kJ / kg],
Here, MB (old) in equation (86) is the combustion mass ratio previous value at the crank angle previous value θ (old), and is obtained by step 329 of FIG.

ステップ321ではクランク角前回値からクランク角今回値までの冷却損失dQloss[kJ]を次式により算出する。この算出については図40のフローにより説明する。   In step 321, a cooling loss dQloss [kJ] from the previous crank angle value to the current crank angle value is calculated by the following equation. This calculation will be described with reference to the flowchart of FIG.

図40(図38のステップ321のサブルーチン)においてステップ341では熱伝達係数h[kcal/(m2・h・K)]を次式により算出する。 In FIG. 40 (subroutine of step 321 in FIG. 38), in step 341, the heat transfer coefficient h [kcal / (m 2 · h · K)] is calculated by the following equation.

h=110・D^(−0.2)・P(old)^0.8・T(old)^(−0.53)
・[C1・Cm+C2・(Vcyl(old)・TINI)
/(PINI・VIVC)・(P(old)−PM(old))]^0.8
…(87)
ただし、D :シリンダボア径[m]、
Cm :平均ピストン速度[m/s]、
PM(old):モータリング圧力の前回値[Pa]、
ここで、(87)式のPM(old)は燃焼室5のクランク角前回値θ(old)におけるモータリング時の圧力前回値で、後述するステップ344により得られている。PM(old)の初期値としては圧力センサ44により検出されるコレクタ内圧力PCOLを入れておく。なお、上記(87)式のP(old)、T(old)、Vcyl(old)はそれぞれ燃焼室5のクランク角前回値θ(old)における圧力前回値、温度前回値、容積前回値で、後述する図39のステップ329により得られている。
h = 110 · D ^ (− 0.2) · P (old) ^ 0.8 · T (old) ^ (− 0.53)
・ [C1 ・ Cm + C2 ・ (Vcyl (old) ・ TINI)
/(PINI·VIVC)·(P(old)-PM(old))]^0.8
... (87)
Where D: cylinder bore diameter [m]
Cm: average piston speed [m / s],
PM (old): previous value of motoring pressure [Pa]
Here, PM (old) in the equation (87) is the previous pressure value at the time of motoring at the previous crank angle value θ (old) of the combustion chamber 5 and is obtained in step 344 described later. As an initial value of PM (old), the collector internal pressure PCOL detected by the pressure sensor 44 is entered. In the above equation (87), P (old), T (old), and Vcyl (old) are the previous pressure value, the previous temperature value, and the previous volume value at the crank angle previous value θ (old) of the combustion chamber 5, respectively. This is obtained by step 329 of FIG. 39 described later.

上記(87)式の2つの定数C1、C2は一般に用いられている定数で、例えば一方の定数C1は排気行程において6.18、圧縮行程と膨張行程において2.28である。また、他方の定数C2は3.24×10^(−3)[m/(s・K)]である。   The two constants C1 and C2 in the above equation (87) are commonly used constants. For example, one constant C1 is 6.18 in the exhaust stroke and 2.28 in the compression stroke and the expansion stroke. The other constant C2 is 3.24 × 10 ^ (− 3) [m / (s · K)].

ステップ342では、この熱伝達係数hを用いて次式によりクランク角前回値からクランク角今回値までの冷却損失dQloss[kJ]を次式により算出する。   In step 342, a cooling loss dQloss [kJ] from the previous crank angle value to the current crank angle value is calculated by the following equation using the heat transfer coefficient h.

dQloss=h・A・(T(old)−Twall)・Δt …(88)
ただし、A :燃焼室の表面積[m2]、
Δt:クランク角前回値からクランク角今回値までの演算間隔[h]
(88)式右辺の温度前回値T(old)は燃焼室壁温Twallより高いので、(88)式左辺の冷却損失dQlossは正の値である。
dQloss = h · A · (T (old) −Twall) · Δt (88)
Where A: the surface area of the combustion chamber [m 2 ],
Δt: Calculation interval from the previous crank angle value to the current crank angle value [h]
Since the previous temperature value T (old) on the right side of the equation (88) is higher than the combustion chamber wall temperature Twall, the cooling loss dQloss on the left side of the equation (88) is a positive value.

(88)式のΔtは次のようにして求めればよい。すなわち、上記の所定角度const2[deg]がクランク角前回値からクランク角今回値までの演算間隔であるので、これをそのときのエンジン回転速度NRPMを用いて時間[h]に換算する。   Δt in equation (88) may be obtained as follows. That is, since the predetermined angle const2 [deg] is the calculation interval from the crank angle previous value to the crank angle current value, this is converted into time [h] using the engine speed NRPM at that time.

ステップ343では、燃焼室5のクランク角今回値θ(new)におけるモータリング時の圧力PM(new)を上記(81)式と同様の式である次式により算出する。   In step 343, the pressure PM (new) at the time of motoring at the crank angle current value θ (new) of the combustion chamber 5 is calculated by the following equation which is the same as the equation (81).

PM(new)=PM(old)×(Vcyl(old)/Vcyl(new))^κ…(89)
ステップ344ではこのようにして算出した燃焼室5のクランク角今回値θ(new)におけるモータリング時の圧力PM(new)を、次回に備えて燃焼室5のクランク角前回値θ(new)におけるモータリング時の圧力前回値PM(old)に移しておく。
PM (new) = PM (old) × (Vcyl (old) / Vcyl (new)) ^ κ (89)
In step 344, the pressure PM (new) at the time of motoring at the crank angle current value θ (new) of the combustion chamber 5 calculated in this way is prepared for the next time at the crank angle previous value θ (new) of the combustion chamber 5 in preparation. Move to the previous pressure value PM (old) during motoring.

このようにしてクランク角前回値からクランク角今回値までの冷却損失dQlossの算出を終了したら図38のステップ322に戻り、定容比熱Cv[J/(kg・K)]を算出する。これは燃焼室5のクランク角前回値における温度前回値T(old)からそれぞれ所定のテーブルを検索して既燃ガスの定圧比熱Cp1及び比熱比κ1を、また同じく燃焼室5のクランク角前回値における温度前回値T(old)からそれぞれ所定のテーブルを検索して未燃ガスの定圧比熱Cp2及び比熱比κ2を求める。   When the calculation of the cooling loss dQloss from the previous crank angle value to the current crank angle value is thus completed, the process returns to step 322 in FIG. 38 to calculate the constant volume specific heat Cv [J / (kg · K)]. This is done by retrieving a predetermined table from the previous temperature value T (old) at the previous crank angle value of the combustion chamber 5 to obtain the constant pressure specific heat Cp1 and specific heat ratio κ1 of the burned gas, and also the previous crank angle value of the combustion chamber 5. A predetermined table is searched from the previous temperature value T (old) at, and the constant pressure specific heat Cp2 and specific heat ratio κ2 of the unburned gas are obtained.

ここで、定圧比熱Cp1、Cp2を対応する比熱比でκ1、κ2で除算すれば、各定容比熱Cv1(=Cp1/κ1)、Cv2(=Cp2/κ2)を求めることができるので、この求めた既燃ガスの定容比熱Cv1と未燃ガスの定容比熱Cv2との2つを燃焼質量割合前回値MB(old)で加重平均し、その算出した加重平均値を燃焼室5内のガスの定容比熱Cvとして設定する。すなわち、次式により定容比熱Cvを算出する。   Here, by dividing the constant pressure specific heats Cp1 and Cp2 by the corresponding specific heat ratios by κ1 and κ2, the constant volume specific heats Cv1 (= Cp1 / κ1) and Cv2 (= Cp2 / κ2) can be obtained. The burned gas constant volume specific heat Cv1 and the unburned gas constant volume specific heat Cv2 are weighted and averaged by the combustion mass ratio previous value MB (old), and the calculated weighted average value is the gas in the combustion chamber 5. Is set as the constant volume specific heat Cv. That is, the constant volume specific heat Cv is calculated by the following equation.

Cv=(Cp1/κ1)×MB(old)+(Cp2/κ2)×(1−MB(old))
…(90)
ただし、Cp1:既燃ガスの定圧比熱、
Cp2:未燃ガスの定圧比熱、
κ1 :既燃ガスの比熱比、
κ2 :未燃ガスの比熱比、
ステップ323では燃焼室5内の全ガス量GASALL[kg]を算出する。これは燃料量QINJ、目標当量比TFBYAから次式により算出すればよい。
Cv = (Cp1 / κ1) × MB (old) + (Cp2 / κ2) × (1−MB (old))
... (90)
However, Cp1: constant pressure specific heat of burned gas,
Cp2: constant pressure specific heat of unburned gas,
κ1: Specific heat ratio of burned gas,
κ2: specific heat ratio of unburned gas,
In step 323, the total gas amount GASALL [kg] in the combustion chamber 5 is calculated. This may be calculated from the fuel amount QINJ and the target equivalent ratio TFBYA according to the following equation.

GASALL=QINJ×(1+1/TFBYA) …(91)
図39のステップ324では、燃焼室5のクランク角今回値θ(new)における温度T(new)及び圧力P(new)を次式により改めて算出する。
GASALL = QINJ × (1 + 1 / TFBYA) (91)
In step 324 of FIG. 39, the temperature T (new) and the pressure P (new) at the crank angle current value θ (new) of the combustion chamber 5 are calculated again by the following equations.

T(new)=T(old)×(Vcyl(old)/Vcyl(new))^(κ−1)
+(dQburn−dQloss)/(GASALL・Cv)
…(92)
P(new)={P(old)×(Vcyl(old))/Vcyl(new)^κ}
・T(new)/{T(old)×(Vcyl(old)/Vcyl(new))^(κ−1)}
…(93)
ここで、(92)式右辺の第1項は燃焼室5内でガスが断熱圧縮されるとしたときの温度上昇分であるため上記の(84)式と同じであり、(92)式右辺の第2項が燃焼による温度上昇分である。また、(93)式右辺の{P(old)×(Vcyl(old))/Vcyl(new)^κ}は燃焼室5内でガスが断熱圧縮されるとしたときの圧力上昇分であるため上記の(83)式と同じであり、(93)式右辺のT(new)/{T(old)×(Vcyl(old)/Vcyl(new))^(κ−1)}が燃焼による温度上昇に伴って圧力が上昇する程度である。
T (new) = T (old) × (Vcyl (old) / Vcyl (new)) ^ (κ−1)
+ (DQburn-dQloss) / (GASALL · Cv)
... (92)
P (new) = {P (old) × (Vcyl (old)) / Vcyl (new) ^ κ}
T (new) / {T (old) × (Vcyl (old) / Vcyl (new)) ^ (κ−1)}
... (93)
Here, the first term on the right side of the equation (92) is the same as the above equation (84) because the temperature rises when the gas is adiabatically compressed in the combustion chamber 5, and the right side of the equation (92) The second term is the temperature rise due to combustion. Further, {P (old) × (Vcyl (old)) / Vcyl (new) ^ κ} on the right side of the equation (93) is a pressure increase when the gas is adiabatically compressed in the combustion chamber 5. Same as the above equation (83), T (new) / {T (old) × (Vcyl (old) / Vcyl (new)) ^ (κ-1)} on the right side of equation (93) is the temperature by combustion The pressure rises with the rise.

ステップ325ではクランク角前回値からクランク角今回値までの平均仕事を瞬間仕事dW[kJ]として次式により算出する。   In step 325, the average work from the previous crank angle value to the current crank angle value is calculated as the instantaneous work dW [kJ] by the following equation.

dW=(P(new)+P(old))×(Vcyl(new)−Vcyl(old))/2
…(94)
ここで、ピストン6が圧縮上死点を過ぎて下死点TDCに向かって下降するときには容積Vcyl(new)が容積前回値Vcyl(old)より大きくなり、(94)式左辺の値は正の値となるのに対して、圧縮上死点TDCに向かって上昇するときには容積Vcyl(new)が容積前回値Vcyl(old)より小さく(94)式左辺の値が負の値となるので、(94)式左辺の値は正負の値を採り得るが、ここでは、絶対値を採って瞬間仕事dWが常に正の値で得られるようにしておく。
dW = (P (new) + P (old)) × (Vcyl (new) −Vcyl (old)) / 2
... (94)
Here, when the piston 6 passes the compression top dead center and descends toward the bottom dead center TDC, the volume Vcyl (new) becomes larger than the previous volume value Vcyl (old), and the value on the left side of the equation (94) is positive. On the other hand, when increasing toward the compression top dead center TDC, the volume Vcyl (new) is smaller than the previous volume value Vcyl (old), and the value on the left side of the equation (94) becomes a negative value. The value on the left side of equation 94) can be positive or negative, but here the absolute value is taken so that the instantaneous work dW is always obtained as a positive value.

ステップ326ではクランク角今回値θ(new)と圧縮上死点TDCとを比較する。クランク角今回値θ(new)が圧縮上死点TDCに達していなければエンジンが行う仕事は負の仕事であると判断し、ステップ327に進んでクランク角今回値θ(new)での負の仕事Wn(new)を次式により算出する。   In step 326, the crank angle current value θ (new) is compared with the compression top dead center TDC. If the crank angle current value θ (new) does not reach the compression top dead center TDC, it is determined that the work to be performed by the engine is negative work, and the routine proceeds to step 327, where the negative value at the crank angle current value θ (new) is negative. The work Wn (new) is calculated by the following formula.

Wn(new)=Wn(old)+dW …(95)
ここで、(95)式右辺の瞬間仕事dWは常に正の値で算出しているので、(95)式左辺の負の仕事Wn(new)も正の値で算出されている。
Wn (new) = Wn (old) + dW (95)
Here, since the instantaneous work dW on the right side of the equation (95) is always calculated as a positive value, the negative work Wn (new) on the left side of the equation (95) is also calculated as a positive value.

一方、クランク角今回値θ(new)が圧縮上死点TDCに達した後はエンジンが行う仕事は正の仕事であると判断してステップ326よりステップ328に進みクランク角今回値θ(new)での正の仕事Wp(new)を次式により算出する。   On the other hand, after the crank angle current value θ (new) reaches the compression top dead center TDC, it is determined that the work to be performed by the engine is a positive work, and the process proceeds from step 326 to step 328 to proceed to the crank angle current value θ (new). The positive work Wp (new) at is calculated by the following equation.

Wp(new)=Wp(old)+dW …(96)
上記(95)、(96)式右辺のWn(old)、Wp(old)はそれぞれクランク角前回値θ(old)での負の仕事前回値、クランク角前回値θ(old)での正の仕事前回値で、後述するステップ329により得られている。
Wp (new) = Wp (old) + dW (96)
Wn (old) and Wp (old) on the right side of the above equations (95) and (96) are the negative work previous value at the crank angle previous value θ (old) and the positive value at the crank angle previous value θ (old), respectively. The previous work value is obtained in step 329 described later.

ステップ329ではクランク角今回値θ(new)、クランク角今回値θ(new)での燃焼質量割合MB(new)、燃焼室5のクランク角今回値θ(new)における圧力P(new)、燃焼室5のクランク角今回値θ(new)における温度T(new)、燃焼室5のクランク角今回値θ(new)における容積Vcyl(new)、クランク角今回値θ(new)での負の仕事Wn(new)、クランク角今回値θ(new)での正の仕事wp(new)を、次回に備えてそれぞれクランク角前回値θ(old)、クランク角前回値θ(old)での燃焼質量割合前回値MB(old)、燃焼室5のクランク角前回値θ(old)における圧力前回値P(old)、燃焼室5のクランク角前回値θ(old)における温度前回値T(old)、燃焼室5のクランク角前回値θ(old)における容積前回値Vcyl(old)、クランク角前回値θ(old)での負の仕事前回値Wn(old)、クランク角前回値θ(old)での正の仕事前回値Wp(old)に移しておく。   In step 329, the crank angle current value θ (new), the combustion mass ratio MB (new) at the crank angle current value θ (new), the pressure P (new) at the crank angle current value θ (new) of the combustion chamber 5, and the combustion The temperature T (new) at the crank angle current value θ (new) of the chamber 5, the volume Vcyl (new) at the crank angle current value θ (new) of the combustion chamber 5, and the negative work at the crank angle current value θ (new) Wn (new), positive work wp (new) at the current crank angle value θ (new), the combustion mass at the previous crank angle value θ (old) and the previous crank angle value θ (old) in preparation for the next time The ratio previous value MB (old), the previous pressure value P (old) at the previous crank angle value θ (old) of the combustion chamber 5, the previous temperature value T (old) at the previous crank angle value θ (old) of the combustion chamber 5, The previous volume value Vcyl (old) at the previous crank angle value θ (old) of the combustion chamber 5, the previous negative work value Wn (old) at the previous crank angle value θ (old), and the previous crank angle value θ (old). Of positive work previously transferred to a previous value Wp (old).

ここで、クランク角前回値θ(old)の初期値は図38のステップ312で与えられている。また、図38のステップ316で前述したように、P(old)の初期値としては図5のステップ14で算出している燃焼室5の吸気弁閉時期における圧力PINIを、T(old)の初期値としては図5のステップ13で算出している燃焼室5の吸気弁閉時期における温度TINIを、Vcyl(old)の初期値としては図5のステップ12で算出している燃焼室5の吸気弁閉時期における容積VIVCを入れておく。残った前回値であるMB(old)、Wn(old)、Wp(old)の各初期値としては図38のフローの処理開始時にゼロを入れておく。   Here, the initial value of the previous crank angle value θ (old) is given in step 312 of FIG. Further, as described above in step 316 of FIG. 38, the initial value of P (old) is the pressure PINI calculated at step 14 of FIG. 5 at the closing timing of the intake valve of the combustion chamber 5 as T (old). As an initial value, the temperature TINI at the intake valve closing timing of the combustion chamber 5 calculated in step 13 of FIG. 5 is used, and as an initial value of Vcyl (old), the temperature of the combustion chamber 5 calculated in step 12 of FIG. The volume VIVC at the intake valve closing timing is set in advance. As the initial values of the remaining previous values MB (old), Wn (old), and Wp (old), zero is set at the start of the processing of the flow of FIG.

ステップ330では、図38のステップ313と同じに、クランク角前回値θ(old)を所定角度const2だけ進めた値をクランク角今回値θ(new)としてセットした後に図38のステップ314に戻り、図38のステップ314〜323、図39のステップ324〜330の操作を繰り返す。つまり、クランク角θが熱発生開始クランク角(θign−IGNDEADref1)になると、発生熱量dQburnと冷却損失dQlossとが所定クランク角const2毎に算出され、これら算出された発生熱量dQburn及び冷却損失dQloss並びに熱力学の法則に基づいて燃焼室5内の燃焼中の圧力Pと温度Tが、さらにはこのうち圧力Pに基づいて瞬時仕事dWが所定クランク角const2毎に算出される。この場合に、圧縮上死点TDCまではその瞬時仕事dWは負の仕事であるとしてWnに、また圧縮上死点TDC後になるとその瞬時仕事dWは正の仕事であるとしてWpにそれぞれ所定クランク角const2毎に積算されてゆく。   In step 330, as in step 313 in FIG. 38, a value obtained by advancing the crank angle previous value θ (old) by a predetermined angle const2 is set as the crank angle current value θ (new), and then the process returns to step 314 in FIG. The operations in steps 314 to 323 in FIG. 38 and steps 324 to 330 in FIG. 39 are repeated. That is, when the crank angle θ becomes the heat generation start crank angle (θign−IGNEADREFref1), the generated heat amount dQburn and the cooling loss dQloss are calculated for each predetermined crank angle const2, and the calculated generated heat amount dQburn, the cooling loss dQloss and the heat are calculated. The pressure P and temperature T during combustion in the combustion chamber 5 are calculated based on the laws of mechanics, and the instantaneous work dW is calculated for each predetermined crank angle const2 based on the pressure P. In this case, until the compression top dead center TDC, the instantaneous work dW is assumed to be a negative work, and after the compression top dead center TDC, the instantaneous work dW is assumed to be a positive work. Accumulated every const2.

やがて、図38のステップ314でクランク角今回値θ(new)が排気弁開時期EVOに達したときには燃焼室5内の燃焼ガスによる仕事の終了タイミングであると判断し、ステップ314よりステップ331に進み次式により第1図示正仕事推定値Wpos1[kJ]を算出し、これで図38、図39での処理を終了する。   Eventually, when the crank angle current value θ (new) reaches the exhaust valve opening timing EVO in step 314 of FIG. 38, it is determined that it is the timing for ending work due to the combustion gas in the combustion chamber 5, and from step 314 to step 331. Next, the first illustrated positive work estimated value Wpos1 [kJ] is calculated by the following equation, and the processing in FIGS. 38 and 39 is completed.

Wpos1=Wp(old)−Wn(old) …(97)
このようにして第1図示正仕事推定値Wpos1の算出を終了したら図33(A)のステップ229に戻り、第1軸トルク推定値Trqest1を算出する。この算出については図41のフローにより説明する。
Wpos1 = Wp (old) −Wn (old) (97)
When the calculation of the first illustrated positive work estimated value Wpos1 is thus completed, the process returns to step 229 of FIG. 33A to calculate the first shaft torque estimated value Trquest1. This calculation will be described with reference to the flowchart of FIG.

図41(図33(A)のステップ229のサブルーチン)においてステップ351では、図33(A)のステップ228により算出されている第1図示正仕事推定値Wpos1[kJ]、圧力センサ44により検出されるコレクタ内圧力PCOL[Pa]、エンジンの負荷、回転速度NRPM[rpm]を読み込む。   In FIG. 41 (subroutine of step 229 in FIG. 33A), in step 351, the first illustrated positive work estimated value Wpos1 [kJ] calculated in step 228 of FIG. 33A is detected by the pressure sensor 44. The collector internal pressure PCOL [Pa], engine load, and rotational speed NRPM [rpm] are read.

ステプ352ではポンピングロスWneg1[kJ]を次式により算出する。   In step 352, the pumping loss Wneg1 [kJ] is calculated by the following equation.

Wneg=PCOL×Hx …(98)
ただし、Hx:ピストンピンのTDCからの距離の最大値と最小値の差[m]
ステップ353では摩擦損失Wneg2[kJ]を算出する。これはエンジンの負荷と回転速度NRPMから図42を内容とするマップを検索することにより求めればよい。図42のように摩擦損失Wneg2は高負荷になるほど、また回転速度NRPMが高くなるほど大きくなる値である。
Wneg = PCOL × Hx (98)
However, Hx: difference between the maximum value and the minimum value of the distance from the TDC of the piston pin [m]
In step 353, the friction loss Wneg2 [kJ] is calculated. This may be obtained by searching a map having the contents shown in FIG. 42 from the engine load and the rotational speed NRPM. As shown in FIG. 42, the friction loss Wneg2 is a value that increases as the load increases and the rotational speed NRPM increases.

ステップ354では第1図示正仕事推定値Wpos1にポンピングロスWneg1と摩擦損失Wneg2を加算して、つまり次式により第1軸トルク推定値Trqest1[kJ]を算出する。   In step 354, the pumping loss Wneg1 and the friction loss Wneg2 are added to the first illustrated positive work estimated value Wpos1, that is, the first shaft torque estimated value Trquest1 [kJ] is calculated by the following equation.

Trqest1=Wpos+Wneg1+Wneg2 …(99)
これで図33(A)のフローの説明を全て終える。
Trquest1 = Wpos + Wneg1 + Wneg2 (99)
This completes the description of the flow in FIG.

次に、図33(B)(図2のステップ2のサブルーチン)において上記の図33(A)と異なるのは点火時期の扱いだけである。すなわち、図33(B)においてステップ231では図13のステップ43で算出されている基本点火時期MBTCAL[degBTDC]、点火時期リタード量前回値RET(old)[deg]を読み込む。ここで、点火時期リタード量前回値RET(old)は図2のステップ6で得られる値である(後述する)。   Next, FIG. 33 (B) (subroutine of step 2 of FIG. 2) is different from FIG. 33 (A) only in the handling of the ignition timing. That is, in FIG. 33B, in step 231, the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] and the ignition timing retard amount previous value RET (old) [deg] calculated in step 43 of FIG. 13 are read. Here, the previous ignition timing retard amount RET (old) is a value obtained in step 6 of FIG. 2 (described later).

ステップ232では点火時期θign[degBTDC]の値を点火時期前回値θignz[degBTDC]に移すと共に、基本点火時期MBTCALから点火時期リタード量前回値RET(old)を差し引いた値(つまり基本点火時期MBTCALより点火時期リタード量前回値RET(old)だけリタード側の値)を点火時期θign[degBTDC]として算出する。なお、RET(old)の初期値としてはゼロを入れておく。   In step 232, the value of the ignition timing θign [degBTDC] is moved to the previous ignition timing value θignz [degBTDC] and the ignition timing retard amount previous value RET (old) is subtracted from the basic ignition timing MBTCAL (that is, from the basic ignition timing MBTCAL). The ignition timing retard amount previous value RET (old) is a value on the retard side) is calculated as the ignition timing θign [degBTDC]. Note that zero is set as the initial value of RET (old).

ステップ234では第2初期燃焼期間BURN1ref2[deg]を、ステップ235では第2点火無駄時間相当クランク角IGNDEADref2[deg]を、ステップ236では第2主燃焼期間BURN2ref2[deg]を、ステップ237では燃焼質量割合の第2近似式X2’を、ステップ238では第2図示正仕事推定値Wpos2[kJ]を、ステップ239では第2軸トルク推定値Trqest2[kJ]をそれぞれ算出する。   In step 234, the second initial combustion period BURN1ref2 [deg], in step 235, the second ignition dead time equivalent crank angle IGNDEADref2 [deg], in step 236, the second main combustion period BURN2ref2 [deg], and in step 237, the combustion mass. In step 238, the second approximate positive work estimate value Wpos2 [kJ] is calculated, and in step 239, the second shaft torque estimated value Trquest2 [kJ] is calculated.

ここで、第2初期燃焼期間BURN1ref2の算出については図43のフローにより、第2点火無駄時間相当クランク角IGNDEADref2の算出については図44のフローにより、第2主燃焼期間BURN2ref2の算出については図45のフローにより、燃焼質量割合の第2近似式X2’の算出については図46のフローにより、第2図示正仕事推定値Wpos2の算出については図47、図48のフローにより、第2軸トルク推定値Trqest2の算出については図49(図33(B)のステップ239のサブルーチン)のフローにより説明する。   Here, the calculation of the second initial combustion period BURN1ref2 is performed according to the flow of FIG. 43, the calculation of the second ignition dead time equivalent crank angle IGNDEADref2 is performed according to the flow of FIG. 44, and the calculation of the second main combustion period BURN2ref2 is illustrated in FIG. 46, the calculation of the second approximate expression X2 ′ of the combustion mass ratio is performed according to the flow of FIG. 46, and the calculation of the second illustrated positive work estimated value Wpos2 is calculated according to the flows of FIG. 47 and FIG. The calculation of the value Trquest2 will be described with reference to the flow of FIG. 49 (subroutine of step 239 in FIG. 33B).

この場合に、図43(図33(B)のステップ234のサブルーチン)、図44(図33(B)、図45(図33(B)のステップ236のサブルーチン)、図46(図33(B)のステップ237のサブルーチン)、図47、図48(図33(B)のステップ238のサブルーチン)において、上記の図34、図35、図36、図37、図38、図39と異なるのは、図34のステップ241における点火時期前回値θignz、図35のステップ261における点火時期θign、図36のステップ281における点火時期θign、点火時期前回値θignz、図37のステップ301における点火時期θign、図38のステップ311における点火時期θignがいずれも基本点火時期MBTCALであるのに対して、図43のステップ361における点火時期前回値θignz、図44のステップ381における点火時期θign、図45のステップ401における点火時期θign、点火時期前回値θignz、図46のステップ421における点火時期θign、図47のステップ431における点火時期θignがいずれも基本点火時期MBTCALより点火時期リタード量前回値RET(old)だけリタードさせた値である点にある。他は同様であるので、個々の説明は省略する。   In this case, FIG. 43 (subroutine of step 234 in FIG. 33B), FIG. 44 (FIG. 33B), FIG. 45 (subroutine of step 236 in FIG. 33B), FIG. 46 (FIG. 33B) ) Of FIG. 34, FIG. 35, FIG. 36, FIG. 37, FIG. 38 and FIG. 39 are different from those of FIG. 34, ignition timing previous value θignz in step 241; ignition timing θign in step 261 in FIG. 35; ignition timing θignn in step 281 in FIG. 36; ignition timing previous value θignz; ignition timing θignn in step 301 in FIG. The ignition timing θign in step 311 of 38 is all the basic ignition timing MBTCAL, whereas the step of FIG. The ignition timing previous value θignz at 361, the ignition timing θignn at step 381 in FIG. 44, the ignition timing θignn at step 401 in FIG. 45, the previous ignition timing value θignz, the ignition timing θignn at step 421 in FIG. 46, and the step 431 in FIG. The ignition timing θign is a value obtained by retarding the ignition timing retard amount by the previous value RET (old) from the basic ignition timing MBTCAL, and the others are the same, and thus the description thereof is omitted.

このように、図33(B)において初期燃焼期間、点火無駄時間相当クランク角、主燃焼期間、燃焼質量割合の近似式、図示正仕事推定値、軸トルク推定値を、図33(A)とは別に算出するのは、基本点火時期MBTCALより点火時期リタード量前回値RET(old)だけリタードさせた点火時期で点火したときの初期燃焼期間、点火無駄時間相当クランク角、主燃焼期間、燃焼質量割合の近似式、図示正仕事推定値、軸トルク推定値が、基本点火時期MBTCALで点火したときの初期燃焼期間、点火無駄時間相当クランク角、主燃焼期間、燃焼質量割合の近似式、図示正仕事推定値、軸トルク推定値とは異なる値になるためである。   Thus, in FIG. 33 (B), the initial combustion period, the ignition dead time equivalent crank angle, the main combustion period, the approximate expression of the combustion mass ratio, the indicated positive work estimated value, and the estimated shaft torque value are shown in FIG. 33 (A). Separately calculated are the initial combustion period, ignition dead time equivalent crank angle, main combustion period, combustion mass when ignition is performed by the ignition timing retarded amount RET (old) from the basic ignition timing MBTCAL. The approximate expression of the ratio, the estimated positive work estimated value, and the estimated shaft torque value are the initial combustion period when the ignition is performed at the basic ignition timing MBTCAL, the crank angle equivalent to the ignition dead time, the main combustion period, the approximate expression of the combustion mass ratio, the illustrated positive This is because the work estimated value and the shaft torque estimated value are different values.

このようにして第1軸トルク推定値Trqest1、第2軸トルク推定値Trqest2の算出を共に終了したら、図2に戻りステップ3で要求軸トルクTrqtgtを算出する。この要求軸トルクTrqtgtを算出するには、アクセルセンサ42により検出されるアクセル開度(アクセルペダルの踏み込み量)APOと回転速度NRPMとから図50を内容とするマップを検索することにより求めればよい。図50に示したように要求軸トルクTrqtgtはアクセル開度APOが大きくなるほどまた回転速度NRPMが高くなるほど大きくなる値である。   When the calculation of the first axis torque estimated value Trquest1 and the second axis torque estimated value Trquest2 is completed in this way, the requested axis torque Trqtgt is calculated in step 3 returning to FIG. The required shaft torque Trqtgt can be calculated by searching a map having the content shown in FIG. 50 from the accelerator opening (accelerator pedal depression amount) APO detected by the accelerator sensor 42 and the rotational speed NRPM. . As shown in FIG. 50, the required shaft torque Trqtgt is a value that increases as the accelerator opening APO increases and the rotational speed NRPM increases.

ステップ4では点火時期リタード量RET(new)を算出する。この点火時期リタード量RET(new)の算出については図51のフローにより説明する。   In step 4, the ignition timing retard amount RET (new) is calculated. The calculation of the ignition timing retard amount RET (new) will be described with reference to the flowchart of FIG.

図51(図2のステップ4のサブルーチン)においてステップ471では図2のステップ2により算出されている第1軸トルク推定値Trqest1[kJ]、図2のステップ3により算出されている要求軸トルクTrqtgt[kJ]を読み込む。   51 (subroutine of step 4 in FIG. 2), in step 471, the first shaft torque estimated value Trquest1 [kJ] calculated in step 2 of FIG. 2, and the required shaft torque Trqtgt calculated in step 3 of FIG. [KJ] is read.

ステップ472では第1軸トルク推定値Trqest1と要求軸トルクTrqtgtとの差に基づいて、つまり次式により点火時期リタード量RET(new)[deg]を算出する。   In step 472, the ignition timing retard amount RET (new) [deg] is calculated based on the difference between the first shaft torque estimated value Trquest1 and the required shaft torque Trqtgt, that is, the following equation.

RET(new)=(Trqest1−Trqtgt)×const201
…(100)
ただし、const201:所定値、
この点火時期リタード量RET(new)は、基本点火時期MBTCALでの軸トルク推定値である第1軸トルク推定値Trqest1が要求軸トルクTrqtgtより大きい、つまり軸トルクが出過ぎている場合に、点火時期を基本点火時期MBTCALよりリタードさせて要求軸トルクが得られるようにするためのものである。従って、(100)式によれば、第1軸トルク推定値Trqest1のほうが要求軸トルクTrqtgtより小さい場合があり得るが、この場合は考えない。
RET (new) = (Trquest1-Trqtgt) × const201
... (100)
However, const201: predetermined value,
This ignition timing retard amount RET (new) is calculated when the first shaft torque estimated value Trquest1 that is the estimated shaft torque at the basic ignition timing MBTCAL is larger than the required shaft torque Trqtgt, that is, when the shaft torque is excessive. Is retarded from the basic ignition timing MBTCAL so that the required shaft torque can be obtained. Therefore, according to equation (100), the first shaft torque estimated value Trquest1 may be smaller than the required shaft torque Trqtgt, but this is not considered.

上記の所定値const201は軸トルクを点火時期リタード量へと換算するための値で、予め適合する。   The predetermined value const 201 is a value for converting the shaft torque into the ignition timing retard amount, and is adapted in advance.

ステップ473では基本点火時期MBTCALよりこの点火時期リタード量RET(new)だけリタードさせたと仮定したときの軸トルク推定値を第3軸トルク推定値Trqest3として算出する。   In step 473, a shaft torque estimated value is calculated as a third shaft torque estimated value Trquest3 when it is assumed that the ignition timing retard amount RET (new) is retarded from the basic ignition timing MBTCAL.

この第3軸トルク推定値Trqest3の算出については図52のフローにより説明する。図52において図33(B)と同一の部分には同一のステップ番号をつけている。   The calculation of the third axis torque estimated value Trquest3 will be described with reference to the flowchart of FIG. In FIG. 52, the same steps as those in FIG.

ここで、第3軸トルク推定値Trqest3の算出方法そのものは図33(B)で説明した第2軸トルク推定値Trqest2の算出方法と同じである。図52において図33(B)の場合と異なるのは、図33(B)では点火時期リタード量前回値RET(old)を用いたのに対して、図52では図51のステップ472で算出した点火時期リタード量RET(new)を用いる点だけである。すなわち、ステップ481では図13のステップ43で算出されている基本点火時期MBTCAL[degBTDC]、図51のステップ472で算出されている点火時期リタード量RET(new)[deg]を読み込み、ステップ482で点火時期θign[degBTDC]の値を点火時期前回値θignz[degBTDC]に移すと共に、基本点火時期MBTCALから点火時期リタード量RET(new)を差し引いた値(つまり基本点火時期MBTCALより点火時期リタード量RET(new)だけリタード側の値)を点火時期θign[degBTDC]として算出している。   Here, the calculation method itself of the third axis torque estimation value Trquest3 is the same as the calculation method of the second axis torque estimation value Trquest2 described with reference to FIG. In FIG. 52, the difference from the case of FIG. 33B is that the ignition timing retard amount previous value RET (old) was used in FIG. 33B, whereas in FIG. 52 it was calculated in step 472 of FIG. The only point is to use the ignition timing retard amount RET (new). That is, in step 481, the basic ignition timing MBTCAL [degBTDC] calculated in step 43 of FIG. 13 and the ignition timing retard amount RET (new) [deg] calculated in step 472 of FIG. The value of the ignition timing θign [degBTDC] is shifted to the previous ignition timing value θignz [degBTDC], and the value obtained by subtracting the ignition timing retard amount RET (new) from the basic ignition timing MBTCAL (that is, the ignition timing retard amount RET from the basic ignition timing MBTCAL). (New value on the retard side) is calculated as the ignition timing θign [degBTDC].

図52のステップ233〜239では図33(B)のステップ233〜239と同じに第2軸トルク推定値Trqest2を算出し、図52のステップ483でこの算出した第2軸トルク推定値Trqest2を第3軸トルク推定値Trqest3に移す。   In Steps 233 to 239 of FIG. 52, the second axis torque estimated value Trquest2 is calculated in the same manner as Steps 233 to 239 of FIG. 33B. In Step 483 of FIG. 52, the calculated second axis torque estimated value Trquest2 is calculated. The process shifts to the triaxial torque estimated value Trquest3.

このようにして第3軸トルク推定値Trqest3の算出を終了したら図51のステップ474に戻りこの第3軸トルク推定値Trqest3から要求軸トルクTrqtgtを差し引いて軸トルク差dTrq(=Trqest3−Trqtgt)を算出し、この軸トルク差dTrqと所定値const202をステップ475で比較する。   When the calculation of the third axis torque estimated value Trqest3 is thus completed, the process returns to step 474 in FIG. 51 to subtract the required axis torque Trqtgt from the third axis torque estimated value Trquest3 to obtain the axis torque difference dTrq (= Trqest3-Trqtgt). In step 475, the shaft torque difference dTrq and the predetermined value const202 are compared.

ここで、所定値const202は要求軸トルクの許容範囲を定める値である。軸トルク差dTrqが所定値const202以上あれば第3軸トルク推定値Trqest3が要求軸トルクTrqtgtの許容範囲内にない、つまりそのときの第3軸トルク推定値Trqest3によれば軸トルクが出過ぎていると判断し、ステップ476に進んで点火時期リタード量RET(new)を点火時期リタード量前回値RET(old)に移したあと、ステップ477で点火時期リタード量RET(new)[deg]を所定値だけ大きくする。つまり、次式により点火時期リタード量RET(new)を更新する。   Here, the predetermined value const 202 is a value that defines an allowable range of the required shaft torque. If the shaft torque difference dTrq is equal to or greater than the predetermined value const202, the third shaft torque estimated value Trquest3 is not within the allowable range of the required shaft torque Trqtgt. In other words, according to the third shaft torque estimated value Trquest3 at that time, the shaft torque is excessive. In step 476, the ignition timing retard amount RET (new) is moved to the ignition timing retard amount previous value RET (old). In step 477, the ignition timing retard amount RET (new) [deg] is set to a predetermined value. Just make it bigger. That is, the ignition timing retard amount RET (new) is updated by the following equation.

RET(new)=RET(old)+(Trqest3−Trqtgt)
×const201
…(101)
ただし、RET(new) :更新後の点火時期リタード量、
RET(old) :更新前の点火時期リタード量、
const201:大きくする側への更新の程度、
この点火時期リタード量RET(new)の大きくする側への更新は、基本点火時期MBTCALより所定の点火時期リタード量(上記(100)式のリタード量)だけリタードさせたと仮定したときの点火時期での軸トルク推定値である第3軸トルク推定値Trqest1も要求軸トルクTrqtgtより大きい、つまり軸トルクが出過ぎている場合に、点火時期リタード量をさらに大きくして要求軸トルクが得られるようにするためのものである。従って、(101)式によれば、第3軸トルク推定値Trqest3のほうが要求軸トルクTrqtgtより小さい場合があり得るが、この場合は考えない。
RET (new) = RET (old) + (Trquest3-Trqtgt)
× const201
... (101)
However, RET (new): ignition timing retard amount after update,
RET (old): ignition timing retard amount before update,
const201: the degree of update to the larger side,
The ignition timing retard amount RET (new) is updated to the larger ignition timing when the basic ignition timing MBTCAL is retarded by a predetermined ignition timing retard amount (retard amount in the above equation (100)). The third shaft torque estimated value Trquest1 that is the estimated shaft torque is also larger than the required shaft torque Trqtgt, that is, when the shaft torque is excessive, the ignition timing retard amount is further increased to obtain the required shaft torque. Is for. Therefore, according to the equation (101), the third shaft torque estimated value Trquest3 may be smaller than the required shaft torque Trqtgt, but this case is not considered.

(101)式の所定値const201は上記(100)式と同じである。   The predetermined value const201 in the equation (101) is the same as the equation (100).

この後はステップ473に戻ってステップ473〜477の操作を繰り返す。この操作により第3軸トルク推定値Trqest3が減少して軸トルク差dTrqが所定値const202未満になるとステップ475より「END」へと進んで図51の処理を終了する。この場合に、ステップ473〜477の操作は実際に点火を行うことなく実行するものであり、ほぼ一瞬で終了する。   Thereafter, the process returns to step 473 and the operations of steps 473 to 477 are repeated. By this operation, when the third shaft torque estimated value Trquest3 decreases and the shaft torque difference dTrq becomes less than the predetermined value const202, the process proceeds from step 475 to “END”, and the process of FIG. In this case, the operations in steps 473 to 477 are performed without actually igniting, and are completed almost instantaneously.

一方、ステップ475で軸トルク差dTrqが所定値const202未満であるとき、つまり当初より第3軸トルク推定値Trqest3が要求軸トルクTrqtgtの許容範囲内に収まっているときにもステップ475より「END」へと進んで図51の処理を終了する。   On the other hand, when the shaft torque difference dTrq is less than the predetermined value const202 in Step 475, that is, when the third shaft torque estimated value Trquest3 is within the allowable range of the requested shaft torque Trqtgt from the beginning, “END” is also obtained from Step 475. Then, the process of FIG. 51 is terminated.

このようにして点火時期リタード量RET(new)の算出を終了したら図2のステップ5に戻り、この点火時期リタード量RET(new)だけ基本点火時期MBTCALよりリタードさせて、つまり次式により点火時期指令値QADV[degBTDC]を設定する。   When the calculation of the ignition timing retard amount RET (new) is completed in this way, the process returns to step 5 in FIG. 2, and the ignition timing retard amount RET (new) is retarded from the basic ignition timing MBTCAL. Command value QADV [degBTDC] is set.

QADV=MBTCAL−RET(new) …(102)
ステップ6では点火時期リタード量RET(new)を点火時期リタード量前回値RET(old)に移す。この点火時期リタード量前回値RET(old)の値が前述した図33(B)のステップ231、232で用いられる。
QADV = MBTCAL-RET (new) (102)
In step 6, the ignition timing retard amount RET (new) is moved to the ignition timing retard amount previous value RET (old). The value of the ignition timing retard amount previous value RET (old) is used in steps 231 and 232 of FIG.

上記(102)式により設定した点火時期指令値QADVは、ステップ7で点火レジスタに移され、実際のクランク角がこの点火時期指令値QADVと一致したタイミングでエンジンコントローラ31より一次電流を遮断する点火信号が点火コイル13に出力される。   The ignition timing command value QADV set by the above equation (102) is transferred to the ignition register in step 7, and ignition is performed to cut off the primary current from the engine controller 31 at the timing when the actual crank angle coincides with the ignition timing command value QADV. A signal is output to the ignition coil 13.

次に、図53はエンジントルク補正量としての要求空気増加率Rqaiを算出するためのもので、燃料の噴射毎に実行する。   Next, FIG. 53 is for calculating the required air increase rate Rqai as the engine torque correction amount, and is executed for each fuel injection.

ここで、要求空気増加率Rqaiを導入したのは次の理由からである。すなわち、図51で前述したように第1軸トルク推定値Trqest1が要求軸トルクTrqtgtより大きい場合に点火時期がリタードされるので(図51のステップ472参照)、基本点火時期MBTCALよりリタードされた点火時期で点火したときに発生する軸トルク(つまり第2軸トルク推定値Trqest2)は、基本点火時期MBTCALで点火したときに発生する軸トルク(つまり第1軸トルク推定値Trqest1)より低下する。この点火時期リタードに伴う軸トルクの低下を避けるため、トルク補償を行うようにしたものである。   Here, the reason why the required air increase rate Rqai is introduced is as follows. That is, as described above with reference to FIG. 51, the ignition timing is retarded when the first shaft torque estimated value Trquest1 is greater than the required shaft torque Trqtgt (see step 472 in FIG. 51), so the ignition retarded from the basic ignition timing MBTCAL. The shaft torque generated when ignition is performed at the timing (that is, the second shaft torque estimated value Trquest2) is lower than the shaft torque generated when ignition is performed at the basic ignition timing MBTCAL (that is, the first shaft torque estimated value Trquest1). In order to avoid a decrease in shaft torque accompanying this ignition timing retard, torque compensation is performed.

まずステップ491では、図2のステップ2で算出されている第1軸トルク推定値Trqest1[kJ]および第2軸トルク推定値Trqest2[kJ]を読み込む。   First, in step 491, the first axis torque estimated value Trquest1 [kJ] and the second axis torque estimated value Trquest2 [kJ] calculated in step 2 of FIG. 2 are read.

ステップ492では、第1軸トルク推定値Trqest1からの軸トルク不足量Ts[kJ]を次式により算出する。   In step 492, the shaft torque shortage amount Ts [kJ] from the first shaft torque estimated value Trquest1 is calculated by the following equation.

Ts=Trqest1−Trqest2 …(103)
ステップ493ではこの軸トルク不足量Tsと所定値const203を比較する。ここで、所定値const203は軸トルク不足量の許容範囲を定めるもので、予め設定しておく。軸トルク不足量Tsが所定値const203以上あるときにはステップ493よりステップ494に進み要求空気増加率Rqai(new)を所定値const204だけ大きくする。つまり次式により要求空気増加率Rqai(new)を更新する。
Ts = Trquest1-Trquest2 (103)
In step 493, the shaft torque shortage amount Ts is compared with a predetermined value const203. Here, the predetermined value const 203 defines an allowable range of the shaft torque shortage and is set in advance. When the shaft torque shortage amount Ts is equal to or greater than the predetermined value const203, the process proceeds from step 493 to step 494, where the required air increase rate Rqai (new) is increased by the predetermined value const204. That is, the required air increase rate Rqai (new) is updated by the following equation.

Rqai(new)=Rqai(old)+const204 …(104)
ただし、Rqai(new):更新後の要求空気増加率、
Rqai(old):更新前の要求空気増加率、
const204:大きくする側への更新量(正の値)、
ここで、Rqai(old)の初期値としては1.0を入れておく。エンジンの運転後に初めて軸トルク不足量Tsが所定値const203以上になったときにはRqai(old)=1.0であることより要求空気増加率Rqai(new)は1.0を超える値となる。
Rqai (new) = Rqai (old) + const204 (104)
However, Rqai (new): Requested air increase rate after update,
Rqai (old): required air increase rate before update,
const204: Amount of update to the side to be increased (positive value),
Here, 1.0 is set as the initial value of Rqai (old). When the shaft torque shortage amount Ts becomes equal to or greater than the predetermined value const203 for the first time after the engine is operated, the required air increase rate Rqai (new) becomes a value exceeding 1.0 because Rqai (old) = 1.0.

ステップ495では次回に備えてRqai(new)の値を前回値を表すRqai(old)に移して今回の処理を終了する。   In step 495, the value of Rqai (new) is moved to Rqai (old) representing the previous value in preparation for the next time, and the current process is terminated.

本実施形態では、燃料量と空気量については特開平9−287513号公報に記載されているのと同じ制御を行っている。この燃料量と空気量の制御について説明すると、アクセルセンサ42により検出されるアクセル開度APSとエンジン回転速度NRPMとに基づいて理論空燃比を得るための基準目標吸入空気量tTPと、理論空燃比を含みリーン空燃比やリッチ空燃比での運転を可能とするための目標当量比tDMLとを算出し、これら基準目標吸入空気量tTPと目標当量比tDMLから目標空燃比を得るための目標吸入空気量tTP’(=tTP/tDML)を算出し、この目標吸入空気量tTP’に基づいて目標絞り弁開度tTPSを算出し、この目標絞り弁開度tTPSが実現されるようにスロットルモータ24で絞り弁23の開度を制御することで空気量の制御を行いつつ、エンジン回転速度とエアフローメータ32により検出される実吸入空気量とに基づいて算出される基本燃料噴射パルス幅TP[ms]を前記目標当量比tDML及び無効パルス幅TSで補正して得られる燃料噴射パルス幅TI[ms]を燃料インジェクタ21に与えることで燃料量の制御を行っている。   In the present embodiment, the same control as described in Japanese Patent Laid-Open No. 9-287513 is performed for the fuel amount and the air amount. The control of the fuel amount and the air amount will be described. The reference target intake air amount tTP for obtaining the theoretical air-fuel ratio based on the accelerator opening APS detected by the accelerator sensor 42 and the engine speed NRPM, the stoichiometric air-fuel ratio. Target equivalent ratio tDML for enabling operation at a lean air-fuel ratio or rich air-fuel ratio, and target intake air for obtaining the target air-fuel ratio from these reference target intake air amount tTP and target equivalent ratio tDML An amount tTP ′ (= tTP / tDML) is calculated, a target throttle valve opening tTPS is calculated based on the target intake air amount tTP ′, and the throttle motor 24 is configured to realize the target throttle valve opening tTPS. The actual intake air detected by the engine speed and the air flow meter 32 while controlling the air amount by controlling the opening of the throttle valve 23 By giving the fuel injector 21 the fuel injection pulse width TI [ms] obtained by correcting the basic fuel injection pulse width TP [ms] calculated based on the above with the target equivalent ratio tDML and the invalid pulse width TS. The amount is controlled.

こうした燃料量と空気量の制御を行うものを前提として本実施形態では、目標吸入空気量(tTPやtTP’)に上記図53のステップ494(またはステップ496)で更新される要求空気増加率Rqai(new)を乗算した値を改めて目標吸入空気量(tTPやtTP’)として空気量の制御を行う。図53のステップ494で更新される要求空気増加率Rqai(new)は1.0を超える値であるので、この1.0を超える値である要求空気増加率Rqai(new)が目標吸入空気量に乗算されると、乗算後の目標空気量は乗算前より大きくなり、この乗算後の目標空気量が得られるように絞り弁23の開度が乗算前より大きくされる。これにより吸入空気量が増え、この空気量の増加を介して燃料量が増量され、同じ点火時期でもエンジンの発生する軸トルクが増加する。そして、要求空気増加率Rqai(new)による目標空気量の増加と並行して図2のステップ2により第2軸トルク推定値Trqest2の算出が行われ、要求空気増加率Rqai(new)による目標空気量の増加で軸トルクが増えれば、算出される第2軸トルク推定値Trqest2も大きくなり、図53のステップ492で算出される軸トルク不足量Tsが小さくなる。それでも、軸トルク不足量Tsが所定値const203以上であれば図53のステップ494で要求空気増加率Rqai(new)をさらに大きくなる側に更新する。これにより、エンジンで発生する軸トルクが増え軸トルク不足量Tsが減るので、図53のステップ494を繰り返せばやがて軸トルク不足量Tsが所定値const203未満に収まる。このときにはそのときの要求空気増加率Rqai(new)の値を維持するためステップ493よりステップ496に進んで要求空気増加率前回値Rqai(old)を要求増加率今回値Rqai(new)に移して今回の処理を終了する。   In the present embodiment, on the assumption that the fuel amount and the air amount are controlled, the required air increase rate Rqai updated in step 494 (or step 496) in FIG. 53 to the target intake air amount (tTP or tTP ′). The value obtained by multiplying (new) is used as the target intake air amount (tTP or tTP ′) to control the air amount. Since the required air increase rate Rqai (new) updated at step 494 in FIG. 53 is a value exceeding 1.0, the required air increase rate Rqai (new) exceeding 1.0 is the target intake air amount. Is multiplied, the target air amount after multiplication becomes larger than before multiplication, and the opening of the throttle valve 23 is made larger than before multiplication so that the target air amount after multiplication is obtained. As a result, the amount of intake air is increased, the amount of fuel is increased through the increase in the amount of air, and the shaft torque generated by the engine is increased even at the same ignition timing. Then, in parallel with the increase in the target air amount based on the required air increase rate Rqai (new), the second shaft torque estimated value Trquest2 is calculated in step 2 of FIG. 2, and the target air based on the required air increase rate Rqai (new) is calculated. If the shaft torque increases as the amount increases, the calculated second shaft torque estimated value Trquest2 also increases, and the shaft torque shortage amount Ts calculated in step 492 of FIG. 53 decreases. If the shaft torque shortage amount Ts is still greater than or equal to the predetermined value const203, the required air increase rate Rqai (new) is updated to a larger side in step 494 of FIG. As a result, the shaft torque generated by the engine increases and the shaft torque shortage amount Ts decreases, so that the shaft torque shortage amount Ts eventually falls below the predetermined value const203 by repeating step 494 of FIG. At this time, in order to maintain the value of the required air increase rate Rqai (new) at that time, the routine proceeds from step 493 to step 496 to move the previous required air increase rate value Rqai (old) to the required increase rate current value Rqai (new). This process is terminated.

ここで、本実施形態の作用効果を説明する。   Here, the effect of this embodiment is demonstrated.

本実施形態(請求項7に記載の発明)によれば、エンジンの運転状態を検出し、この検出した運転状態に基づいて燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量割合(X1’、X2’)を推定し、この推定した燃焼質量割合に基づいてエンジンの発生する軸トルクを推定し、この推定した軸トルク(Trqest1、Trqest2)に基づいてトルク制御(吸入空気量の増加補正や点火時期のリタード補正)を行うように構成したので、圧力センサにより燃焼室内の圧力を直接検出することなくエンジンの発生する軸トルクを推定できる。   According to the present embodiment (the invention described in claim 7), the operating state of the engine is detected, and based on the detected operating state, the combustion mass ratio (X1 ′, X2 ′), the shaft torque generated by the engine is estimated based on the estimated combustion mass ratio, and torque control (intake air amount increase correction and ignition is performed based on the estimated shaft torque (Trquest1, Trquest2). (Time retard correction), the shaft torque generated by the engine can be estimated without directly detecting the pressure in the combustion chamber by the pressure sensor.

本実施形態(請求項2、8に記載の発明)によれば、軸トルク推定手段が、燃焼中のクランク角における燃焼質量割合の近似式(X1’、X2’)を算出する近似式算出手段(図33(A)のステップ227、図33(B)のステップ237参照)と、この燃焼質量割合の近似式(X1’、X2’)に基づいて図示正仕事推定値(Wpos1、Wpos2)を算出する図示正仕事推定値算出手段(図33(A)のステップ228、図33(B)のステップ238参照)と、この図示正仕事推定値(Wpos1、Wpos2)にポンピングロスWneg1と摩擦損失Wneg2を加算した値を軸トルク推定値(Trqest1、Trqest2)として算出する軸トルク推定値算出手段(図33(A)のステップ229、図33(B)のステップ239参照)とを含むので、図示正仕事推定値(Wpos1、Wpos2)を精度よく算出することができる。   According to the present embodiment (the invention described in claims 2 and 8), the axial torque estimating means calculates the approximate expression (X1 ′, X2 ′) of the combustion mass ratio at the crank angle during combustion. (See Step 227 in FIG. 33A and Step 237 in FIG. 33B) and approximate positive work estimated values (Wpos1, Wpos2) based on approximate equations (X1 ′, X2 ′) of the combustion mass ratio. The figured positive work estimated value calculation means for calculating (see step 228 in FIG. 33A, step 238 in FIG. 33B), and the pumping loss Wneg1 and friction loss Wneg2 to the figured positive work estimated values (Wpos1, Wpos2). Is calculated as a shaft torque estimated value (Trquest1, Trquest2) (step 229 in FIG. 33A, step 229 in FIG. 33B). Because it contains 239 references) and can be calculated shown positive work estimate the (Wpos1, Wpos2) accurately.

本実施形態(請求項3、9に記載の発明)によれば、エンジンの運転状態は熱発生開始時期θsであり、燃焼質量割合の近似式(X1’、X2’)はこの熱発生開始時期θsと2つの定数(m、k)とを用いた指数関数の式であるので(図37のステップ305、図46のステップ425参照)、燃焼開始からの燃焼質量割合の変化をほぼ厳密に与えることができる。   According to the present embodiment (the invention according to claims 3 and 9), the engine operating state is the heat generation start time θs, and the approximate expression (X1 ′, X2 ′) of the combustion mass ratio is the heat generation start time. Since it is an expression of an exponential function using θs and two constants (m, k) (see step 305 in FIG. 37 and step 425 in FIG. 46), the change in the combustion mass ratio from the start of combustion is given almost strictly. be able to.

本実施形態(請求項4、10に記載の発明)によれば基本点火時期MBTCAL(MBTの得られる点火時期)で点火するときと、基本点火時期MBTCALより点火時期リタード量前回値RET(old)だけリタード側の値(MBTの得られる点火時期よりリタードさせた点火時期)で点火したときとで燃焼質量割合の近似式を相違させるので(図33(A)のステップ222、227、図37のステップ305、図33(B)のステップ232、237、図46のステップ425参照)、第1軸トルク推定値Trqest1(MBTの得られる点火時期で点火したときの軸トルク推定値)と、第2軸トルク推定値Trqest2(MBTの得られる点火時期よりリタードさせた点火時期で点火したときの軸トルク推定値)とをいずれも精度よく算出できる。   According to the present embodiment (inventions according to claims 4 and 10), when ignition is performed at the basic ignition timing MBTCAL (ignition timing at which MBT is obtained), the ignition timing retard amount previous value RET (old) from the basic ignition timing MBTCAL. Therefore, the approximate expression of the combustion mass ratio is different from that when ignition is performed at a retard side value (ignition timing retarded from the ignition timing at which MBT is obtained) (steps 222, 227, and 37 in FIG. 33A). Step 305, Steps 232 and 237 in FIG. 33 (B), Step 425 in FIG. 46), the first shaft torque estimated value Trquest1 (the shaft torque estimated value when ignition is performed at the ignition timing at which MBT is obtained), the second The accuracy of the shaft torque estimated value Trquest2 (the shaft torque estimated value when ignition is performed at an ignition timing retarded from the ignition timing at which MBT is obtained) is accurate. Calculation can be.

本実施形態(請求項13に記載の発明)によれば、軸トルク推定値算出手段が、MBTの得られる点火時期で点火したときの軸トルク推定値を第1軸トルク推定値Trqest1として算出する第1軸トルク推定値算出手段(図33(A)のステップ229参照)と、MBTの得られる点火時期よりリタードさせた点火時期で点火したときの軸トルク推定値を第2軸トルク推定値Trqest2として算出する第2軸トルク推定値算出手段(図33(B)のステップ239参照)とを含み、トルク制御手段が、この第2軸トルク推定値Trqest2が第1軸トルク推定値Trqest1と一致するように吸入空気量を増加する空気量増加手段(図52参照)であるので、点火時期がMBTの得られる点火時期よりリタードされ(図2のステップ4、5参照)、ドライバの意図しない軸トルクの低下が発生したときであっても、第1軸トルク推定値Trqest1(MBTの得られる点火時期で点火したときの軸トルク)と同じ軸トルクが得られる。   According to the present embodiment (the invention described in claim 13), the shaft torque estimated value calculating means calculates the shaft torque estimated value when ignition is performed at the ignition timing at which MBT is obtained as the first shaft torque estimated value Trquest1. The first shaft torque estimated value calculation means (see step 229 in FIG. 33A) and the shaft torque estimated value when ignition is performed at an ignition timing retarded from the ignition timing obtained by MBT, are calculated as the second shaft torque estimated value Trquest2. Second torque estimated value calculation means (see step 239 in FIG. 33B), and the torque control means matches the second axis torque estimated value Trquest2 with the first axis torque estimated value Trquest1. Thus, since the air amount increasing means for increasing the intake air amount (see FIG. 52), the ignition timing is retarded from the ignition timing at which MBT is obtained (step in FIG. 2). 4 and 5), even if a decrease in the shaft torque not intended by the driver occurs, the same shaft torque as the first shaft torque estimated value Trquest1 (the shaft torque when ignition is performed at the ignition timing at which MBT is obtained) Is obtained.

第1軸トルク推定値Trqest1(MBTの得られる点火時期で点火したときの軸トルク推定値)が要求軸トルクTrqtgtを超えているときには軸トルクが出過ぎているのであり、この場合に本実施形態(請求項14に記載の発明)によれば、トルク制御手段が、第1軸トルク推定値Trqest1が要求軸トルクTrqtgtを超えるとき、この第1軸トルク推定値Trqest1が要求軸トルクTrqtgtと一致するように所定の点火時期リタード量RET(new)だけ点火時期をリタード側に補正する点火時期補正手段(図51のステップ471、472参照)を含むので、第1軸トルク推定値Trqest1が要求軸トルクTrqtgtを超えるときであってもドライバの意図通りの軸トルクを発生させることができる。   When the first shaft torque estimated value Trquest1 (the shaft torque estimated value when ignition is performed at the ignition timing at which MBT is obtained) exceeds the required shaft torque Trqtgt, the shaft torque is excessively generated. According to the fourteenth aspect of the present invention, when the first shaft torque estimated value Trquest1 exceeds the required shaft torque Trqtgt, the torque control means makes the first shaft torque estimated value Trquest1 coincide with the required shaft torque Trqtgt. Includes an ignition timing correction means (see steps 471 and 472 in FIG. 51) for correcting the ignition timing to the retard side by a predetermined ignition timing retard amount RET (new), so that the first shaft torque estimated value Trquest1 is the required shaft torque Trqtgt. The shaft torque as intended by the driver can be generated even when

前記所定の点火時期リタード量RET(new)だけ点火時期をリタードさせたときの軸トルクが要求軸トルクTrqtgtを超えているときにはまだ軸トルクの出過ぎであり、この場合に、本実施形態(請求項15に記載の発明)によれば、軸トルク推定値算出手段が、基本点火時期MBTCAL(MBTの得られる点火時期)より前記所定の点火時期リタード量RET(new)だけ点火時期をリタードさせたと仮定したときの軸トルク推定値を第3軸トルク推定値Trqest3として算出する第3軸トルク推定値算出手段(図51のステップ473、図52参照)を含み、トルク制御手段が、この第3軸トルク推定値Trqest3が要求軸トルクTrqtgtを超えるとき、この第3軸トルク推定値Trqest3が要求軸トルクTrqtgtと一致するように点火時期をリタード側に補正する点火時期補正手段(図51のステップ473〜477参照)を含むので、第3軸トルク推定値Trqest3がまだ要求軸トルクTrqtgtを超えるときであってもドライバの意図通りの軸トルクを発生させることができる。   When the shaft torque when the ignition timing is retarded by the predetermined ignition timing retard amount RET (new) exceeds the required shaft torque Trqtgt, the shaft torque is still excessively generated. 15), it is assumed that the shaft torque estimated value calculation means retards the ignition timing by the predetermined ignition timing retard amount RET (new) from the basic ignition timing MBTCAL (ignition timing at which MBT is obtained). Including a third axis torque estimated value calculating means (see step 473 of FIG. 51, FIG. 52) for calculating the estimated shaft torque value as the third axis torque estimated value Trquest3. When the estimated value Trqest3 exceeds the required shaft torque Trqtgt, the third shaft torque estimated value Trqest3 becomes the required shaft torque Trqtgt. Since ignition timing correction means (see steps 473 to 477 in FIG. 51) for correcting the ignition timing to the retard side so as to match is included, even when the third shaft torque estimated value Trquest3 still exceeds the required shaft torque Trqtgt. It is possible to generate shaft torque as intended by the driver.

実施形態では、図51に示したように、第1軸トルク推定値Trqest1を要求軸トルクTrqtgtへと下げるための点火時期リタード量だけリタードさせたと仮定したときの軸トルク推定値を求め、この軸トルク推定値がまだ要求軸トルクTrqtgtより大きいときには点火時期リタード量を大きくなる側に更新する場合で説明したが、簡単には、図51においてステップ473〜477の操作を省略した態様も考え得る。   In the embodiment, as shown in FIG. 51, a shaft torque estimated value is obtained when it is assumed that the first shaft torque estimated value Trquest1 is retarded by an ignition timing retard amount for reducing the first shaft torque estimated value Trquest1 to the required shaft torque Trqtgt. In the case where the estimated torque value is still larger than the required shaft torque Trqtgt, the ignition timing retard amount is updated to the larger side, but a mode in which the operations in steps 473 to 477 in FIG. 51 are omitted can be considered.

実施形態では、エンジンの運転状態は熱発生開始時期θsであり、燃焼質量割合の近似式がこの熱発生開始時期θsと2つの定数(m、k)とを用いた指数関数の式である場合で説明したが、エンジンの運転状態は燃焼開始から所定クランク角までの燃焼期間であり、この燃焼期間を複数に分割して算出する燃焼期間算出手段を備えさせ、この複数の燃焼期間に基づいて燃焼質量割合の近似式を設定することもできる(第2実施形態)。   In the embodiment, the engine operating state is the heat generation start time θs, and the approximate expression of the combustion mass ratio is an exponential function expression using the heat generation start time θs and two constants (m, k). As described above, the engine operating state is a combustion period from the start of combustion to a predetermined crank angle, and is provided with combustion period calculation means for dividing the combustion period into a plurality of calculation periods, and based on the plurality of combustion periods. An approximate expression of the combustion mass ratio can also be set (second embodiment).

この第2実施形態について説明すると、いま燃焼質量割合を求めるためのクランク角として、圧縮上死点TDCを基準のゼロとしこれより遅角側をプラス、これより進角側をマイナスに採ったクランク角Θ[degATDC]を考える。このとき、基本点火時期MBTCALで点火したときの燃焼質量割合BRは基本点火時期MBTCAL、第1点火無駄時間相当クランク角IGNDEADref1、第1初期燃焼期間BURN1ref1、第1主燃焼期間BURN2ref1を用いて次のような一次式で近似できる。   The second embodiment will now be described. As a crank angle for obtaining the combustion mass ratio, a crank having a compression top dead center TDC of zero as a reference, a retarded side is added to this, and an advanced side is set to a minus. Consider the angle Θ [degATDC]. At this time, the combustion mass ratio BR when ignited at the basic ignition timing MBTCAL is as follows using the basic ignition timing MBTCAL, the first ignition dead time equivalent crank angle IGNDEADref1, the first initial combustion period BURN1ref1, and the first main combustion period BURN2ref1. It can be approximated by such a linear expression.

第1燃焼遅れ期間;
BR=0 …(105)
第1初期燃焼期間;
BR=SS1×(Θ+MBTCAL−IGNDEADref1)
…(106)
第1主燃焼期間 ;
BR=0.02+SS2×(Θ+MBTCAL−IGNDEADref1
−BURN1ref1)
…(107)
ただし、SS1:0.02/BURN1ref1、
SS2:0.58/BURN2ref1、
同様にして、基本点火時期MBTCALより点火時期リタード量前回値RET(old)だけリタードさせた点火時期で点火したときの燃焼質量割合BRは基本点火時期MBTCAL、第2点火無駄時間相当クランク角IGNDEADref2、第2初期燃焼期間BURN1ref2、第2主燃焼期間BURN2ref2を用いて次のような一次式で近似できる。
First combustion delay period;
BR = 0 (105)
First initial combustion period;
BR = SS1 × (Θ + MBTCAL-IGNEADREFref1)
... (106)
First main combustion period;
BR = 0.02 + SS2 × (Θ + MBTCAL-IGNEADREFref1
-BURN1ref1)
... (107)
However, SS1: 0.02 / BURN1ref1,
SS2: 0.58 / BURN2ref1,
Similarly, the combustion mass ratio BR when igniting at the ignition timing retarded by the ignition timing retard amount previous value RET (old) from the basic ignition timing MBTCAL is the basic ignition timing MBTCAL, the second ignition dead time equivalent crank angle IGNDEADref2, Using the second initial combustion period BURN1ref2 and the second main combustion period BURN2ref2, it can be approximated by the following linear expression.

第2燃焼遅れ期間;
BR=0 …(108)
第2初期燃焼期間;
BR=SS1×(Θ+MBTCAL−IGNDEADref2)
…(109)
第2主燃焼期間 ;
BR=0.02+SS2×(Θ+MBTCAL−IGNDEADref2
−BURN1ref2)
…(110)
ただし、SS1:0.02/BURN1ref2、
SS2:0.58/BURN2ref2、
図54は、基本点火時期MBTCALで点火したときの燃焼質量割合と、基本点火時期MBTCALより点火時期リタード量前回値RET(old)だけリタードさせた点火時期で点火したときの燃焼質量割合の一次式近似波形をモデル的に示したものである。
Second combustion delay period;
BR = 0 (108)
Second initial combustion period;
BR = SS1 × (Θ + MBTCAL-IGNDEADref2)
... (109)
Second main combustion period;
BR = 0.02 + SS2 × (Θ + MBTCAL−IGNEADREFref2
-BURN1ref2)
... (110)
However, SS1: 0.02 / BURN1ref2,
SS2: 0.58 / BURN2ref2,
FIG. 54 is a linear expression of the combustion mass ratio when ignition is performed at the basic ignition timing MBTCAL and the combustion mass ratio when ignition is performed at an ignition timing retarded by the ignition timing retard amount previous value RET (old) from the basic ignition timing MBTCAL. The approximate waveform is shown as a model.

このように第2実施形態(請求項5、11に記載の発明)によれば、エンジンの運転状態が燃焼開始から所定クランク角までの燃焼期間であり、この燃焼期間を初期燃焼期間と主燃焼期間の2つ(複数)に分割して算出する燃焼期間算出手段(図33(A)のステップ224〜226、図33(B)のステップ234〜236参照)を備え、この複数の燃焼期間(BURN1ref1、BURN1ref2、BURN2ref1、BURN2ref2、IGNDEADref1、IGNDEADref2)に基づいて燃焼質量割合の近似式(上記(105)〜(110)式参照)を設定するので、燃焼質量割合の変化を簡単な一次式で近似することができ、燃焼質量割合の近似式の設定が容易になる。   Thus, according to the second embodiment (the inventions described in claims 5 and 11), the engine operating state is a combustion period from the start of combustion to a predetermined crank angle, and this combustion period is defined as an initial combustion period and a main combustion period. Combustion period calculation means (see Steps 224 to 226 in FIG. 33A and Steps 234 to 236 in FIG. 33B) for calculating by dividing into two (plural) periods, Since the combustion mass ratio approximation formula (see formulas (105) to (110) above) is set based on BURN1ref1, BURN1ref2, BURN2ref1, BURN2ref2, IGNDEADref1, IGNDEADref2), the change of the combustion mass ratio is approximated by a simple linear formula This makes it easy to set an approximate expression for the combustion mass ratio.

実施形態では、燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量割合(X1’、X2’)を推定する場合で説明したが、これに代えて燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量、この燃焼質量または上記燃焼質量割合の微分値である熱発生パターンを推定するようにしてもかまわない。   In the embodiment, the combustion mass ratio (X1 ′, X2 ′) at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber has been described, but instead, combustion at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber is described. You may make it estimate the heat generation pattern which is a differential value of mass, this combustion mass, or the said combustion mass ratio.

実施形態では、エンジンの運転状態を検出する運転状態検出手段と、この検出した運転状態に基づいて燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量、燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量割合、これら燃焼質量または燃焼質量割合の微分値である熱発生パターンのいずれか一つを推定する推定手段と、この推定したいずれか一つの値に基づいてエンジンの発生する軸トルクを推定する軸トルク推定手段と、この推定した軸トルクに基づいてトルク制御を行うトルク制御手段とを備える場合で説明したが(請求項7に記載の発明)、エンジンの運転状態を検出する運転状態検出手段と、この検出した運転状態に基づいて燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量、燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量割合、熱発生パターンのいずれか一つを推定する推定手段と、この推定したいずれかいずれか一つの値に基づいてエンジンの発生する軸トルクを推定する軸トルク推定手段とで軸トルク演算装置を構成することができる。   In the embodiment, the operating state detecting means for detecting the operating state of the engine, the combustion mass at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber based on the detected operating state, and at the crank angle during combustion of the gas within the combustion chamber Estimating means for estimating any one of the combustion mass ratio, the heat generation pattern that is a differential value of the combustion mass or the combustion mass ratio, and estimating the shaft torque generated by the engine based on any one of the estimated values In the above description, the description has been given of the case of including the torque control means for performing the torque control based on the estimated shaft torque (the invention according to claim 7). And the combustion mass at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber, the crank angle during combustion of the gas within the combustion chamber based on the detected operating state Shaft torque by estimating means for estimating any one of the combustion mass ratio and heat generation pattern and shaft torque estimating means for estimating the shaft torque generated by the engine based on any one of the estimated values An arithmetic device can be configured.

請求項1、7に記載の発明において、運転状態検出手段の機能は図37のステップ302、図46のステップ422または図33(A)のステップ224〜226、図33(B)のステップ234〜236により、推定手段の機能は図33(A)のステップ227、図33(B)のステップ237により、軸トルク推定手段の機能は図33(A)のステップ227〜229、図33(B)のステップ237〜239により、トルク制御手段の機能は図51または図53によりそれぞれ果たされている。   In the first and seventh aspects of the invention, the function of the operating state detecting means is step 302 in FIG. 37, step 422 in FIG. 46 or steps 224 to 226 in FIG. 33 (A), and steps 234 to 226 in FIG. 236, the function of the estimation means is step 227 of FIG. 33A and step 237 of FIG. 33B, and the function of the shaft torque estimation means is steps 227 to 229 of FIG. 33A, FIG. 33B. By the steps 237 to 239, the function of the torque control means is fulfilled by FIG. 51 or FIG. 53, respectively.

一実施形態のエンジンの制御システム図。The engine control system figure of one Embodiment. 点火時期制御を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating ignition timing control. 燃焼室の圧力変化図。The pressure change figure of a combustion chamber. 燃焼質量割合の変化を説明する特性図。The characteristic view explaining the change of a combustion mass ratio. 物理量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a physical quantity. エンジンのクランクシャフトとコネクティングロッドの位置関係を説明するダイアグラム。Diagram explaining the positional relationship between the crankshaft of the engine and the connecting rod. 水温補正係数の特性図。The characteristic diagram of a water temperature correction coefficient. 当量比補正係数の特性図。The characteristic view of an equivalence ratio correction coefficient. 基準クランク角の特性図。The characteristic figure of a standard crank angle. 初期燃焼期間の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of an initial combustion period. 温度上昇率の特性図。The characteristic figure of a temperature rise rate. 主燃焼期間の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the main combustion period. 基本点火時期の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of basic ignition timing. 内部不活性ガス率の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of an internal inert gas rate. 内部不活性ガス量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of an internal inert gas amount. EVC時不活性ガス量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the amount of inert gas at the time of EVC. オーバーラップ中吹き返し不活性ガス量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the amount of inert gas blown back during overlap. 過給判定フラグ、チョーク判定フラグの設定を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating the setting of a supercharging determination flag and a choke determination flag. 過給無しかつチョーク無し時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the inactive gas flow rate during the overlap when there is no supercharging and there is no choke. 過給無しかつチョーク有り時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating the calculation of the inactive gas flow rate during the overlap at the time of supercharging without a choke. 過給有りかつチョーク無し時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating the calculation of the inactive gas flow rate during the overlap at the time of supercharging and no choke. 過給有りかつチョーク有り時のオーバーラップ中吹き返し不活性ガス流量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the inactive gas flow rate during the overlap at the time of supercharging and a choke. 排気弁閉時期における燃焼室容積の特性図。The characteristic figure of the combustion chamber volume in the exhaust valve closing timing. 不活性ガスのガス定数の特性図。The characteristic figure of the gas constant of an inert gas. オーバーラップ中の積算有効面積の特性図。The characteristic figure of the integrated effective area during overlap. オーバーラップ中の積算有効面積の説明図。Explanatory drawing of the integrated effective area during overlap. 不活性ガスの比熱比の特性図。The characteristic figure of the specific heat ratio of an inert gas. 混合気の比熱比の特性図。The characteristic figure of the specific heat ratio of air-fuel | gaseous mixture. 点火無駄時間相当クランク角の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a crank angle equivalent to ignition dead time. 点火無駄時間基本値の特性図。The characteristic figure of ignition dead time basic value. 温度補正係数の特性図。The characteristic figure of a temperature correction coefficient. 空気過剰率補正係数の特性図。The characteristic diagram of an excess air ratio correction coefficient. 第1軸トルク推定値の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 1st axis | shaft torque estimated value. 第2軸トルク推定値の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 2nd axis | shaft torque estimated value. 第1初期燃焼期間の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 1st initial combustion period. 第1点火無駄時間相当クランク角の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the 1st ignition dead time equivalent crank angle. 第1主燃焼期間の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 1st main combustion period. 燃焼質量割合の第1近似式の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the 1st approximate expression of a combustion mass ratio. 第1図示正仕事推定値の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 1st illustration positive work estimated value. 第1図示正仕事推定値の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 1st illustration positive work estimated value. 冷却損失の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a cooling loss. 第1軸トルク推定値の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 1st axis | shaft torque estimated value. 摩擦損失の特性図。The characteristic diagram of friction loss. 第2初期燃焼期間の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 2nd initial stage combustion period. 第2点火無駄時間相当クランク角の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 2nd ignition dead time equivalent crank angle. 第2主燃焼期間の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 2nd main combustion period. 燃焼質量割合の第2近似式の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the 2nd approximate expression of a combustion mass ratio. 第2図示正仕事推定値の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the 2nd illustration positive work estimated value. 第2図示正仕事推定値の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the 2nd illustration positive work estimated value. 第2初期燃焼期間の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 2nd initial stage combustion period. 要求軸トルクの特性図。Fig. 4 is a characteristic diagram of required shaft torque. 点火時期リタード量の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of the ignition timing retard amount. 第3軸トルク推定値の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a 3rd axis torque estimated value. 要求空気増加率の算出を説明するためのフローチャート。The flowchart for demonstrating calculation of a request | requirement air increase rate. 燃焼質量割合の変化を示す波形図。The wave form diagram which shows the change of a combustion mass ratio.

符号の説明Explanation of symbols

1 エンジン
5 燃焼室
11 点火装置(火花点火手段)
21 燃料インジェクタ
31 エンジンコントローラ
1 Engine 5 Combustion chamber 11 Ignition device (spark ignition means)
21 Fuel injector 31 Engine controller

Claims (15)

エンジンの運転状態を検出する運転状態検出手段と、
この検出した運転状態に基づいて燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量、燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量割合、熱発生パターンのいずれか一つを推定する推定手段と、
この推定したいずれか一つの値に基づいてエンジンの発生する軸トルクを推定する軸トルク推定手段と
を備えることを特徴する軸トルク演算装置。
An operating state detecting means for detecting the operating state of the engine;
Estimating means for estimating one of the combustion mass at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber, the combustion mass ratio at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber, and the heat generation pattern based on the detected operating state When,
A shaft torque calculating device comprising: shaft torque estimating means for estimating a shaft torque generated by the engine based on any one of the estimated values.
前記推定手段が、前記燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量割合を推定する場合に、
前記軸トルク推定手段は、
この燃焼中のクランク角における燃焼質量割合の近似式を算出する近似式算出手段と、
この燃焼質量割合の近似式に基づいて図示正仕事推定値を算出する図示正仕事推定値算出手段と、
この図示正仕事推定値にポンピングロスと摩擦損失を加算した値を軸トルク推定値として算出する軸トルク推定値算出手段と
を含むことを特徴する請求項1に記載の軸トルク演算装置。
When the estimation means estimates the combustion mass ratio at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber,
The shaft torque estimating means includes
An approximate expression calculating means for calculating an approximate expression of the combustion mass ratio at the crank angle during combustion;
Illustrated positive work estimated value calculating means for calculating the indicated positive work estimated value based on the approximate expression of the combustion mass ratio,
The shaft torque calculation device according to claim 1, further comprising: a shaft torque estimated value calculation unit that calculates a value obtained by adding a pumping loss and a friction loss to the illustrated positive work estimated value as a shaft torque estimated value.
前記エンジンの運転状態は熱発生開始時期であり、前記燃焼質量割合の近似式はこの熱発生開始時期と2つの定数とを用いた指数関数の式であることを特徴する請求項2に記載の軸トルク演算装置。   The operating state of the engine is a heat generation start time, and the approximate expression of the combustion mass ratio is an exponential function expression using the heat generation start time and two constants. Shaft torque calculation device. MBTの得られる点火時期で点火するときと、MBTの得られる点火時期よりリタードさせた点火時期で点火したときとで前記燃焼質量割合の近似式を相違させることを特徴する請求項3に記載の軸トルク演算装置。   The approximate expression of the combustion mass ratio is different between when ignition is performed at an ignition timing at which MBT is obtained and when ignition is performed at an ignition timing retarded from the ignition timing at which MBT is obtained. Shaft torque calculation device. 前記エンジンの運転状態は燃焼開始から所定クランク角までの燃焼期間であり、この燃焼期間を複数に分割して算出する燃焼期間算出手段を備え、この複数の燃焼期間に基づいて前記燃焼質量割合の近似式を設定することを特徴する請求項2に記載の軸トルク演算装置。   The operating state of the engine is a combustion period from the start of combustion to a predetermined crank angle, and includes combustion period calculation means for dividing the combustion period into a plurality of calculations, and based on the plurality of combustion periods, the combustion mass ratio is calculated. The shaft torque calculation device according to claim 2, wherein an approximate expression is set. MBTの得られる点火時期で点火したときと、MBTの得られる点火時期よりリタードさせた点火時期で点火したときとで前記燃焼質量割合の近似式を別々に設定することを特徴する請求項5に記載の軸トルク演算装置。   6. The approximate expression of the combustion mass ratio is set separately for when ignition is performed at an ignition timing at which MBT is obtained and when ignition is performed at an ignition timing retarded from the ignition timing at which MBT is obtained. The described shaft torque calculation device. エンジンの運転状態を検出する運転状態検出手段と、
この検出した運転状態に基づいて燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量、燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量割合、熱発生パターンのいずれか一つを推定する推定手段と、
この推定したいずれかいずれか一つの値に基づいてエンジンの発生する軸トルクを推定する軸トルク推定手段と、
この推定した軸トルクに基づいてトルク制御を行うトルク制御手段と
を備えることを特徴とするエンジンの制御装置。
An operating state detecting means for detecting the operating state of the engine;
Estimating means for estimating one of the combustion mass at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber, the combustion mass ratio at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber, and the heat generation pattern based on the detected operating state When,
Shaft torque estimating means for estimating shaft torque generated by the engine based on any one of the estimated values;
An engine control device comprising: torque control means for performing torque control based on the estimated shaft torque.
前記推定手段が、前記燃焼室内のガスの燃焼中のクランク角における燃焼質量割合を推定する場合に、
前記軸トルク推定手段は、
この燃焼中のクランク角における燃焼質量割合の近似式を算出する近似式算出手段と、
この燃焼質量割合の近似式に基づいて図示正仕事推定値を算出する図示正仕事推定値算出手段と、
この図示正仕事推定値にポンピングロスと摩擦損失を加算した値を軸トルク推定値として算出する軸トルク推定値算出手段と
を含むことを特徴とする請求項7に記載のエンジンの制御装置。
When the estimation means estimates the combustion mass ratio at the crank angle during combustion of the gas in the combustion chamber,
The shaft torque estimating means includes
An approximate expression calculating means for calculating an approximate expression of the combustion mass ratio at the crank angle during combustion;
Illustrated positive work estimated value calculating means for calculating the indicated positive work estimated value based on the approximate expression of the combustion mass ratio,
The engine control apparatus according to claim 7, further comprising: a shaft torque estimated value calculating unit that calculates a value obtained by adding a pumping loss and a friction loss to the illustrated positive work estimated value as a shaft torque estimated value.
前記エンジンの運転状態は熱発生開始時期であり、前記燃焼質量割合の近似式はこの熱発生開始時期と2つの定数とを用いた指数関数の式であることを特徴とする請求項8に記載のエンジンの制御装置。   The operation state of the engine is a heat generation start time, and the approximate expression of the combustion mass ratio is an exponential function expression using the heat generation start time and two constants. Engine control device. MBTの得られる点火時期で点火するときと、MBTの得られる点火時期よりリタードさせた点火時期で点火したときとで前記燃焼質量割合の近似式を相違させることを特徴とする請求項9に記載のエンジンの制御装置。   The approximate expression of the combustion mass ratio is different between when ignition is performed at an ignition timing at which MBT is obtained and when ignition is performed at an ignition timing retarded from the ignition timing at which MBT is obtained. Engine control device. 前記エンジンの運転状態は燃焼開始から所定クランク角までの燃焼期間であり、この燃焼期間を複数に分割して算出する燃焼期間算出手段を備え、この複数の燃焼期間に基づいて前記燃焼質量割合の近似式を設定することを特徴とする請求項8に記載のエンジンの制御装置。   The operating state of the engine is a combustion period from the start of combustion to a predetermined crank angle, and includes combustion period calculation means for dividing the combustion period into a plurality of calculations, and based on the plurality of combustion periods, the combustion mass ratio is calculated. The engine control apparatus according to claim 8, wherein an approximate expression is set. MBTの得られる点火時期で点火したときと、MBTの得られる点火時期よりリタードさせた点火時期で点火したときとで前記燃焼質量割合の近似式を別々に設定することを特徴とする請求項11に記載のエンジンの制御装置。   12. The approximate expression of the combustion mass ratio is set separately for when ignition is performed at an ignition timing at which MBT is obtained and when ignition is performed at an ignition timing retarded from the ignition timing at which MBT is obtained. The engine control apparatus described in 1. 前記軸トルク推定値算出手段は、
MBTの得られる点火時期で点火したときの軸トルク推定値を第1軸トルク推定値として算出する第1軸トルク推定値算出手段と、
MBTの得られる点火時期よりリタードさせた点火時期で点火したときの軸トルク推定値を第2軸トルク推定値として算出する第2軸トルク推定値算出手段と
を含み、
前記トルク制御手段は、この第2軸トルク推定値が前記要求要求軸トルクと一致するように吸入空気量を増加する空気量増加手段であることを特徴とする請求項8に記載のエンジンの制御装置。
The shaft torque estimated value calculation means includes
First shaft torque estimated value calculation means for calculating a shaft torque estimated value when ignition is performed at an ignition timing at which MBT is obtained as a first shaft torque estimated value;
A second shaft torque estimated value calculating means for calculating a shaft torque estimated value when ignition is performed at an ignition timing retarded from an ignition timing obtained by MBT as a second shaft torque estimated value;
9. The engine control according to claim 8, wherein the torque control means is an air amount increasing means for increasing an intake air amount so that the second shaft torque estimated value coincides with the required request shaft torque. apparatus.
前記トルク制御手段は、前記第1軸トルク推定値が要求軸トルクを超えるとき、この第1軸トルク推定値が要求軸トルクと一致するように所定の点火時期リタード量だけ点火時期をリタード側に補正する点火時期補正手段を含むことを特徴とする請求項13に記載のエンジンの制御装置。   The torque control means sets the ignition timing to the retard side by a predetermined ignition timing retard amount so that the first axis torque estimated value matches the required axis torque when the estimated value of the first axis torque exceeds the required axis torque. 14. The engine control device according to claim 13, further comprising ignition timing correcting means for correcting the engine timing. 前記軸トルク推定値算出手段は、MBTの得られる点火時期より前記所定の点火時期リタード量だけ点火時期をリタードさせたと仮定したときの軸トルク推定値を第3軸トルク推定値として算出する第3軸トルク推定値算出手段を含み、前記トルク制御手段は、この第3軸トルク推定値が前記要求軸トルクを超えるとき、この第3軸トルク推定値が要求軸トルクと一致するように点火時期をリタード側に補正する点火時期補正手段を含むことを特徴とする請求項14に記載のエンジンの制御装置。   The shaft torque estimated value calculating means calculates a shaft torque estimated value when the ignition timing is retarded by the predetermined ignition timing retard amount from the ignition timing at which MBT is obtained as a third shaft torque estimated value. Shaft torque estimated value calculating means, wherein the torque control means sets the ignition timing so that when the third axis torque estimated value exceeds the required axis torque, the third axis torque estimated value coincides with the required axis torque. 15. The engine control device according to claim 14, further comprising ignition timing correction means for correcting to the retard side.
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