JP2006169973A - Pump work calculating device of internal combustion engine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、内燃機関のポンプ仕事算出装置に関する。 The present invention relates to a pump work calculation device for an internal combustion engine.
内燃機関は出力を調整する手段として、吸気通路に配置されたバルブ(例えば吸気絞り弁)を用いてコレクタ圧(密度)を低下させて吸気量を減らしている。コレクタ圧を低下させる際に、エンジンは仕事(ポンプ仕事)をすることになるので損失が発生する。この現象をポンプロスという。特にアイドリングや減速の時はポンプロスが大きく、ISC制御やトルク制御の精度に大きな影響を与えるため、ポンプロスを精度良く算出できれば運転性や燃費などの向上が図れる。 An internal combustion engine uses a valve (for example, an intake throttle valve) disposed in an intake passage as means for adjusting the output to reduce collector pressure (density) to reduce intake air amount. When the collector pressure is lowered, the engine does work (pump work), so that loss occurs. This phenomenon is called pump loss. Especially when idling or decelerating, the pump loss is large and greatly affects the accuracy of ISC control and torque control. Therefore, if the pump loss can be calculated accurately, the drivability and fuel efficiency can be improved.
また特許文献1では、ポンプロストルクを作動ガス量或いは吸気圧力に基づいて算出することが開示されている。
ここで、ポンプロスを求める方法としてP−V線図(筒内圧とストローク×ピストン面積)を用いる方法が知られているが、この方法では筒内圧を測定しなければならないため、コストや信頼性の面で実用的ではなかった。
また特許文献1では、ポンプロスを算出する際に温度を加味していないし、物理量から算出を行っていなかったので、環境(温度)が変化した場合には算出値の精度が悪かった。また、ポンプロスを算出する際には各種マップ等を予め設定しておく必要があったので、筒内圧などの測定実験を行わなければならず、そのための設備費用や実験工数がかかっていた。
Here, as a method for obtaining the pump loss, a method using a PV diagram (in-cylinder pressure and stroke × piston area) is known. However, in this method, the in-cylinder pressure must be measured. It was not practical in terms.
In Patent Document 1, since the temperature is not taken into account when calculating the pump loss and the calculation is not performed from the physical quantity, the accuracy of the calculated value is poor when the environment (temperature) changes. Moreover, since it was necessary to set various maps in advance when calculating the pump loss, it was necessary to carry out measurement experiments such as in-cylinder pressure, which required equipment costs and experiment man-hours.
本発明は、上記問題に鑑みなされたものであり、エンジンのポンプ仕事を簡単に算出することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above problems, and an object thereof is to easily calculate the pump work of an engine.
そのため本発明では、内燃機関によるポンプ仕事を吸気エントロピー変化と吸気絶対温度との乗算により求める。 Therefore, in the present invention, the pump work by the internal combustion engine is obtained by multiplying the intake entropy change and the intake absolute temperature.
本発明によれば、ポンプ仕事を筒内圧の測定や適合をせずに簡単に精度良く求めることができ、環境変化にも追従することができるという効果がある。 According to the present invention, the pump work can be obtained easily and accurately without measuring or adapting the in-cylinder pressure, and it is possible to follow environmental changes.
以下、図面に基づき、本発明の実施形態について説明する。
図1は、エンジン1のシステム構成図である。
エンジン1の各気筒のシリンダ2及びピストン3により画成される燃焼室4には、点火プラグ5を囲むように、吸気バルブ6と排気バルブ7とを備えている。8は排気通路、9は吸気通路である。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a system configuration diagram of the engine 1.
The combustion chamber 4 defined by the
吸気通路9には、上流側からエアクリーナ12および電制スロットルバルブ(バタフライバルブ)13が配設されており、電制スロットルバルブ13のバルブ開口面積に応じて空気を燃焼室4内に導入する。電制スロットルバルブ13は、エンジン制御装置(ECU)30の開度指令に基づいてバルブ開口面積が決定される。
吸気通路9のコレクタ11の下流のマニホールドブランチ部には、燃料噴射弁10が配設されている。
An
A
また、ECU30には、スロットルバルブ開度センサ23、エアフロメータ24、ブーストセンサ(圧力センサ)25、温度センサ26、クランク角センサ27、大気圧センサ(圧力センサ)28、及び大気温センサ(温度センサ)29からの信号が入力される。
スロットルバルブ開度センサ23は、電制スロットルバルブ13の開度に応じた信号を出力する。
The ECU 30 includes a throttle
The throttle
エアフロメータ24は、電制スロットルバルブ13より上流の吸気通路9に設けられ、電制スロットルバルブ13を通過する空気量(後述する吸気物質量nを算出する際に用いる値)に応じた信号を出力する。
ブーストセンサ25は、電制スロットルバルブ13より下流のコレクタ11に設けられ、コレクタ11内の圧力(下流圧力)P2に応じた信号を出力する。
The
The
温度センサ26は、コレクタ11に設けられ、吸気温度T2に応じた信号を出力する。なお、吸気温度T2は、燃焼室4内に吸入した吸気の温度(筒内温度)を運転状態に基づいて算出した値としてもよい。
クランク角センサ27は、エンジン1に設けられ、エンジン1のクランク角に応じた信号を出力する。このクランク角センサ27の信号によりエンジン回転数Neを検出可能である。
The
The
大気圧センサ28は、大気圧(外気圧)P1に応じた信号を出力する。なお、後述するが大気圧は電制スロットルバルブ13より上流の圧力としてもよい。
大気温センサ29は、大気温(外気温)T1に応じた信号を出力する。
ECU30は、各種制御を行う。例えば、電制スロットルバルブ13の開度制御、燃料噴射時期および噴射量の制御、点火時期制御などを行う。
The
The
The ECU 30 performs various controls. For example, opening control of the
図2は、ポンプ仕事モデルである。
ポンプ仕事モデルは、エンジン1による吸気をポンプ作用とみなしてこの仕事量ΔW〔N・m〕を算出するものである。
ここで、従来のポンプ仕事ΔWを算出する方法について説明する。なお従来のポンプ仕事ΔWの算出においては、筒内温度(コレクタ11内の温度)T2〔K〕が大気温度T1〔K〕と等しいことを前提とする。
FIG. 2 is a pump work model.
The pump work model calculates the work amount ΔW [N · m] by regarding the intake air from the engine 1 as a pump action.
Here, a conventional method for calculating the pump work ΔW will be described. In the conventional calculation of the pump work ΔW, it is assumed that the in-cylinder temperature (temperature in the collector 11) T2 [K] is equal to the atmospheric temperature T1 [K].
ポンプ仕事ΔWは、ピストン3に作用する力F〔N〕にストローク量L〔m〕を乗算して算出できる(ΔW=F×L)。
ピストンに作用する力Fは、大気圧P1〔Pa〕および筒内圧(コレクタ圧)P2〔Pa〕の差と、ピストン3の面積A〔m2〕とから算出する。
F〔N〕=(P2−P1)×A
すなわち、ポンプ仕事ΔWは、シリンダ容積V〔m3〕と、大気圧P1および筒内圧P2の差との乗算により求める。
The pump work ΔW can be calculated by multiplying the force F [N] acting on the
The force F acting on the piston is calculated from the difference between the atmospheric pressure P1 [Pa] and the in-cylinder pressure (collector pressure) P2 [Pa] and the area A [m 2 ] of the
F [N] = (P2-P1) × A
That is, the pump work ΔW is obtained by multiplying the cylinder volume V [m 3 ] by the difference between the atmospheric pressure P1 and the in-cylinder pressure P2.
ΔW=F×L
=(P2−P1)×A×L
=(P2−P1)×V
しかしながら、従来のポンプ仕事ΔWの算出においては、筒内温度T2が大気温度T1と等しいことを前提としていたため、運転する環境(大気温度T1、大気圧P1)が変化する場合にはポンプ仕事ΔWの算出精度にずれが生じることとなっていた。
ΔW = F × L
= (P2-P1) x A x L
= (P2-P1) x V
However, since the conventional calculation of the pump work ΔW is based on the premise that the in-cylinder temperature T2 is equal to the atmospheric temperature T1, when the operating environment (atmospheric temperature T1, atmospheric pressure P1) changes, the pump work ΔW There was a shift in the calculation accuracy of.
また、エンジン1が出力を低下させる際にはコレクタ11内の圧力(密度)を低下させて吸気量を減らすこととしているが、圧力を低下させる際にエンジン1は仕事ΔWをするためにポンプロスが発生する。
このポンプロスを算出する方法としてP−V線図(筒内圧とストローク×ピストン面積)を用いることが知られているが、この方法では筒内圧を測定しなければならないため、コストや信頼性の面で実用的ではなかった。
Further, when the engine 1 reduces the output, the pressure (density) in the
As a method for calculating the pump loss, it is known to use a PV diagram (in-cylinder pressure and stroke × piston area). However, in this method, the in-cylinder pressure must be measured, and therefore, cost and reliability are required. It was not practical.
そこで、本発明では、ピストン3が大気に逆らう仕事(P−V線図の負の仕事)ΔWは、スロットル後の吸気が等温変化するときのエントロピー変化ΔSと絶対温度Tとの積(乗算した値)に等しいことを利用して、環境変化があったとしてもこの変化に応じて精度良く算出することとした。
ピストン3がaの位置からbの位置までストロークしたときの吸気エントロピー変化ΔSは、吸気絶対温度が等温状態であると仮定して、1サイクル当たりの吸気物質量(シリンダ2内に吸入される空気量)n、ガス定数R、大気圧P1、コレクタ圧P2とし、eを底とする対数をlnとして次式にて算出する。
Therefore, in the present invention, the work against which the
The intake entropy change ΔS when the
ΔS=n×R×ln(P1/P2)
内燃機関によるポンプ仕事ΔW〔J=N・m〕は、吸気エントロピー変化ΔSに吸気絶対温度T(T=T1=T2)を乗じて次式にて算出する。
ΔW=ΔS×T
ここで、吸気エントロピー変化ΔSは、エントロピー変化前後における実際の吸気絶対温度T1,T2が異なるので、これらの温度に応じて補正される。なお、ここで用いる吸気絶対温度T2は、燃焼室4内に吸入した吸気の温度(筒内温度)を運転状態に基づいて算出した値〔K〕とする。
ΔS = n × R × ln (P1 / P2)
The pump work ΔW [J = N · m] by the internal combustion engine is calculated by the following equation by multiplying the intake entropy change ΔS by the intake absolute temperature T (T = T1 = T2).
ΔW = ΔS × T
Here, since the actual intake absolute temperatures T1 and T2 before and after the entropy change are different, the intake entropy change ΔS is corrected according to these temperatures. The intake absolute temperature T2 used here is a value [K] obtained by calculating the temperature of the intake air (in-cylinder temperature) drawn into the combustion chamber 4 based on the operating state.
この補正は、吸気エントロピー変化後における吸気絶対温度T2がエントロピー変化前の温度T1より低いときは、等温変化時より吸気エントロピー変化ΔSを増やす。一方、吸気エントロピー変化後における吸気絶対温度(筒内温度)T2がエントロピー変化前の温度(大気温度)T1より高いときは、等温変化時より吸気エントロピー変化ΔSを減少させる。これにより実際には完全に等温変化とならない場合においてもポンプ仕事ΔWを精度良く算出する。 This correction increases the intake entropy change ΔS from the isothermal change when the intake absolute temperature T2 after the intake entropy change is lower than the temperature T1 before the entropy change. On the other hand, when the intake absolute temperature (in-cylinder temperature) T2 after the intake entropy change is higher than the temperature (atmospheric temperature) T1 before the entropy change, the intake entropy change ΔS is decreased from the isothermal change. As a result, the pump work ΔW is calculated with high accuracy even when the isothermal change does not actually occur.
次に、本願発明のエンジンポンプ仕事ΔWの算出について図3のフローチャートを用いて説明する。
ステップ1(図では「S1」と示す。以下同様)では、電制スロットルバルブ13の開度APOと、エンジン回転数Neを検出する。電制スロットルバルブ13の開度APOは、スロットルバルブセンサ23により出力した信号に基づいて算出した値を用いる。エンジン回転数Neは、クランク角センサ27の出力信号に基づいて算出した値を用いる。
Next, calculation of the engine pump work ΔW according to the present invention will be described with reference to the flowchart of FIG.
In step 1 (shown as “S1” in the figure, the same applies hereinafter), the opening APO of the
ステップ2では、大気圧およびコレクタ圧の圧力比を算出する。圧力比は、大気圧P1をコレクタ11内の圧力(筒内圧)P2で除算することにより算出する(圧力比=P1/P2)。なお、大気圧P1は、電制スロットルバルブ13の上流の圧力を用いてもよい。
ステップ3では、1サイクル当たりの吸気物質量nと吸気絶対温度Tとを読み込む。この吸気物質量nは、エアフロメータ24の出力信号に基づいて算出したエンジン1の吸気量と、エンジン回転数Neとから算出した値とする。また、吸気物質量nは、後述するシリンダモデルにより、コレクタ圧と、体積吸気量(エンジン回転数Neに基づいて算出される量)とに基づいて算出してもよい。
In
In
ステップ4では、吸気エントロピー変化ΔSを算出する。
吸気エントロピー変化ΔSは、ガス定数をRとし、eを底とする対数をlnとして次式により算出する。
ΔS=n×R×ln(P1/P2)
または、吸気エントロピー変化ΔSは、定容比熱をCv、吸気エントロピー変化前の吸気絶対温度(大気の絶対温度)をT1、吸気エントロピー変化後の吸気絶対温度(コレクタ11内の吸気の絶対温度)をT2、1サイクル当たりの吸気物質量をn、吸気エントロピー変化前の吸気密度をρ1、吸気エントロピー変化後の吸気密度をρ2、大気圧をP1、コレクタ圧をP2としたときに、次式により算出してもよい。
In step 4, an intake entropy change ΔS is calculated.
The intake entropy change ΔS is calculated by the following equation, where R is a gas constant and ln is a logarithm with e as the base.
ΔS = n × R × ln (P1 / P2)
Alternatively, the intake entropy change ΔS is the constant volume specific heat Cv, the intake absolute temperature before the intake entropy change (atmospheric absolute temperature) T1, and the intake absolute temperature after the intake entropy change (absolute intake air temperature in the collector 11). T2 Calculated by the following equation, where n is the amount of intake material per cycle, ρ1 is the intake density before the change in intake entropy, ρ2 is the intake density after the change in intake entropy, P1 is the atmospheric pressure, and P2 is the collector pressure. May be.
ΔS=Cv×ln(T2/T1)+n×R×ln(ρ1/ρ2)
ρ1/ρ2=(P1/T1)/(P2/T2)
なお、温度センサ26が故障した時は、吸気絶対温度(大気の絶対温度T1〔K〕)を標準温度する一方、大気温センサ29が故障した時は、筒内の絶対温度T2〔K〕を標準温度とすることにより、吸気エントロピーΔSを算出する際の最低限の精度を確保するようにしてもよい。
ΔS = Cv × ln (T2 / T1) + n × R × ln (ρ1 / ρ2)
ρ1 / ρ2 = (P1 / T1) / (P2 / T2)
When the
ステップ5では、エンジン1のポンプ仕事ΔWを、吸気エントロピー変化ΔSと吸気絶対温度Tとから算出する。
ΔW=ΔS×T
図4は、エンジン回転数Neが一定の状態において圧力比(P1/P2)に応じたエンジン1のポンプ仕事ΔWを示す図である。
In
ΔW = ΔS × T
FIG. 4 is a diagram showing the pump work ΔW of the engine 1 according to the pressure ratio (P1 / P2) when the engine speed Ne is constant.
前述の式より、エンジン1のポンプ仕事は、ΔW=n×R×ln(P1/P2)×Tで表すことができる。図では、圧力比が1.0に近づくにつれてポンプ仕事が低下することを示している。
そして、熱力学第二法則により自然なエントロピー変化ΔSは増加する側に変化するが、コレクタ圧P2の最大値は大気圧になる。すなわち、吸気の初期状態は大気圧P1であって、これに平衡しようとするため、コレクタ圧P2をP1と等しい状態(P2=P1)からP2≠P1に変化させ、エントロピーの増減に関係なく外部から仕事をしなければならない。
From the above equation, the pump work of the engine 1 can be expressed as ΔW = n × R × ln (P1 / P2) × T. The figure shows that the pump work decreases as the pressure ratio approaches 1.0.
The natural entropy change ΔS changes to the increasing side according to the second law of thermodynamics, but the maximum value of the collector pressure P2 becomes atmospheric pressure. That is, the initial state of the intake air is the atmospheric pressure P1, and the collector pressure P2 is changed from the state equal to P1 (P2 = P1) to P2 ≠ P1 in order to balance with this, so that the external pressure is increased regardless of the increase or decrease in entropy. Have to work from.
一般的な自然吸気式のエンジンでは、大気より吸気エントロピーは増大する。本発明ではエントロピーを増大させるために必要な仕事量をポンプ仕事として定義しているため、正の値をとるが、エンジン1としては外部に仕事をする(すなわち、負の仕事になる)。
また圧力比(P1/P2)は、図5に示す各パラメータを各一次元テーブルに当てはめることで算出するようにしてもよい。
In a general naturally aspirated engine, the intake entropy increases from the atmosphere. In the present invention, the amount of work required to increase the entropy is defined as pump work, and thus takes a positive value, but the engine 1 works outside (that is, becomes negative work).
The pressure ratio (P1 / P2) may be calculated by applying each parameter shown in FIG. 5 to each one-dimensional table.
図5(イ)に示す一次元の開口面積算出テーブルに、スロットルバルブ開度センサ23の出力信号により算出したスロットルバルブ開度を割り当ててスロットルバルブ開口面積を算出する。図5(ロ)に示す一次元の体積効率算出テーブルに、クランク角センサ27の出力信号により算出したエンジン回転数Neを割り当ててスロットル全開時の体積効率を算出する。
The throttle valve opening area is calculated by assigning the throttle valve opening calculated by the output signal of the throttle
そして、次式に示すように、総行程容積C[m3]、スロットルバルブ全開時の体積効率η、スロットルバルブ開口面積APO[m2]およびエンジン回転数Ne[rpm]より電制スロットルバルブ13を通過する気体の仮想流速Vs[m/s]を算出する。
Vs=C×η×Ne/(APO×120)
この式により算出された仮想流速Vsを図5(ハ)に示す一次元の圧力比算出テーブルに割り当てて圧力比を算出する。
Then, as shown in the following equation, the
Vs = C × η × Ne / (APO × 120)
The virtual flow velocity Vs calculated by this equation is assigned to the one-dimensional pressure ratio calculation table shown in FIG.
次に、本発明の吸気系モデルについて図6を用いて説明する。
吸気系モデルは、スロットルモデル31、ポンプ(エンジン)モデル32、コレクタモデル33、およびシリンダモデル34から大別構成されている。
スロットルモデル31は、電制スロットルバルブ13の開度(有効開口面積)、大気圧(電制スロットルバルブ13の上流圧力)P1、およびコレクタモデル33により算出された電制スロットルバルブ13の下流圧力(コレクタ11内の圧力、または筒内圧力)P2が入力される。電制スロットルバルブ13の前後圧力比(P1/P2)をサイクリック計算により算出する。これにより算出された圧力比は、平衡値となる。この圧力比に基づいて流量係数を算出する。そして、流量を算出する式(流量=開口面積×流量係数)により、電制スロットルバルブ13を通過する気体の流量を算出する。
Next, the intake system model of the present invention will be described with reference to FIG.
The intake system model is roughly divided into a
The
ポンプモデル32は、エンジン1の吸気をポンプ作用と考え、エンジン回転数Neに基づいて体積吸気量を算出する。
コレクタモデル33は、スロットル通過気体流量、大気圧(上流圧力)P1、吸気温度、エンジン回転数Ne、および体積吸気量に基づいてコレクタ圧力(密度)P2を算出する。
The
The
シリンダモデル34は、コレクタ圧および体積吸気量に基づいて吸気物質量nを算出する。なお、吸気物質量nは、計測値を用いてもよい。
なお、この吸気系モデルにおいて、コレクタモデル33は、コレクタ圧(筒内圧力)P2をスロットル通過気体流量、大気圧、吸気温度、エンジン回転数Ne、および体積吸気量に基づいて算出することについて説明したが、前述のブーストセンサ25により算出した電制スロットルバルブ13の下流圧力P2をコレクタ圧(筒内圧力)として用いてもよい。この場合、スロットルモデル31は、圧力比を算出して前述の式(流量=開口面積×流量係数)により電制スロットルバルブ13を通過する気体の流量を算出する。
The
In this intake system model, the
なお、本発明は、筒内直接噴射式の内燃機関においても同様に適用可能である。
本実施形態によれば、内燃機関1によるポンプ仕事ΔWを吸気エントロピー変化ΔSと吸気絶対温度Tとの乗算(ΔS×T)により求める(ステップ5)。このため、ポンプ仕事ΔWを筒内圧の測定や適合をせずに簡単に精度良く求めることができ、環境変化(温度変化)にも追従することができる。
Note that the present invention can be similarly applied to an in-cylinder direct injection internal combustion engine.
According to the present embodiment, the pump work ΔW by the internal combustion engine 1 is obtained by multiplication (ΔS × T) of the intake entropy change ΔS and the intake absolute temperature T (step 5). For this reason, the pump work ΔW can be easily and accurately obtained without measuring or adapting the in-cylinder pressure, and can follow environmental changes (temperature changes).
また本実施形態によれば、吸気エントロピー変化ΔSは、吸気絶対温度Tが等温状態であると仮定して、1サイクル当たりの吸気物質量nと、大気圧P1およびコレクタ圧P2の圧力比(P1/P2)とから算出する(ステップ4)。このため、吸気エントロピー変化ΔSを精度良く算出できる。
また本実施形態によれば、圧力比(P1/P2)は、スロットルバルブ13の上流圧力および下流圧力から算出した値とする。このため、圧力比を簡単に算出できる。
Further, according to the present embodiment, the intake entropy change ΔS is assumed to be the pressure ratio (P1) between the intake substance amount n per cycle and the atmospheric pressure P1 and the collector pressure P2 on the assumption that the intake absolute temperature T is in an isothermal state. / P2) (step 4). Thus, the intake entropy change ΔS can be calculated with high accuracy.
Further, according to the present embodiment, the pressure ratio (P1 / P2) is a value calculated from the upstream pressure and the downstream pressure of the
また本実施形態によれば、吸気物質量nは、計測値(エアフロメータ24による検出値)を用いる。このため、計測した吸気物質量nにより簡単に吸気エントロピー変化ΔSを算出できる。
また本実施形態によれば、吸気物質量nは、スロットルモデル31およびポンプモデル32からの出力に基づいて算出したコレクタ圧力P2と、ポンプモデル32にて算出した体積吸気量とに基づいて算出する。このため、各モデルを用いて吸気物質量nを算出できる。
Further, according to the present embodiment, the measured value (detected value by the air flow meter 24) is used for the intake substance amount n. Therefore, the intake entropy change ΔS can be easily calculated based on the measured intake substance amount n.
Further, according to the present embodiment, the intake substance amount n is calculated based on the collector pressure P2 calculated based on the outputs from the
また本実施形態によれば、スロットルモデル31は、スロットルバルブ開度およびコレクタモデル33により算出したコレクタ圧力P2からサイクリック計算により圧力比の平衡値を算出する。このため、安定した圧力比を算出できる。
また本実施形態によれば、吸気エントロピー変化ΔSは、エントロピー変化前後における吸気絶対温度T1,T2に応じて補正され、エントロピー変化後における吸気絶対温度T2がエントロピー変化前の温度T1より低いときは、等温変化時より吸気エントロピー変化ΔSを増やす一方、エントロピー変化後における吸気絶対温度T2がエントロピー変化前の温度T1より高いときは、等温変化時より吸気エントロピー変化ΔSを減少させる。このため、完全な等温変化でない場合においても、温度変化に応じて吸気エントロピー変化ΔSを補正することでポンプ仕事ΔWを精度良く算出できる。
Further, according to the present embodiment, the
Further, according to the present embodiment, the intake entropy change ΔS is corrected according to the intake absolute temperatures T1 and T2 before and after the entropy change, and when the intake absolute temperature T2 after the entropy change is lower than the temperature T1 before the entropy change, While the intake entropy change ΔS is increased from the isothermal change, and the intake absolute temperature T2 after the entropy change is higher than the temperature T1 before the entropy change, the intake entropy change ΔS is decreased from the isothermal change. For this reason, even when it is not a complete isothermal change, the pump work ΔW can be accurately calculated by correcting the intake entropy change ΔS according to the temperature change.
また本実施形態によれば、吸気エントロピー変化ΔSは、定容比熱をCv、吸気エントロピー変化前の吸気絶対温度をT1、吸気エントロピー変化後の吸気絶対温度をT2、1サイクル当たりの吸気物質量をn、吸気エントロピー変化前の吸気密度をρ1、吸気エントロピー変化後の吸気密度をρ2、大気圧をP1、コレクタ圧をP2とし、eを底とする対数をlnとしたときに、ΔS=Cv×ln(T2/T1)+n×R×ln(ρ1/ρ2)、ρ1/ρ2=(P1/T1)/(P2/T2)として算出する。このため、吸気エントロピー変化前後における状態量に基づいて吸気エントロピー変化ΔSを精度良く算出できる。 Further, according to the present embodiment, the intake entropy change ΔS is the constant volume specific heat Cv, the intake absolute temperature before the intake entropy change T1, the intake absolute temperature after the intake entropy change T2, and the intake substance amount per cycle. n, the intake density before the change in intake entropy is ρ1, the intake density after the change in intake entropy is ρ2, the atmospheric pressure is P1, the collector pressure is P2, and the logarithm with e as the base is ln, ΔS = Cv × It is calculated as ln (T2 / T1) + n × R × ln (ρ1 / ρ2), ρ1 / ρ2 = (P1 / T1) / (P2 / T2). Therefore, the intake entropy change ΔS can be accurately calculated based on the state quantity before and after the intake entropy change.
また本実施形態によれば、吸気絶対温度は、大気温度T1である。このため、大気温度T1を用いて精度良く吸気エントロピー変化ΔSを算出できる。
また本実施形態によれば、温度センサ故障時は、吸気絶対温度(大気温度T1)を標準温度とする。このため、センサが故障しても最低限の演算精度を確保することができる。
Further, according to the present embodiment, the absolute intake air temperature is the atmospheric temperature T1. Therefore, the intake entropy change ΔS can be calculated with high accuracy using the atmospheric temperature T1.
Further, according to the present embodiment, when the temperature sensor fails, the intake absolute temperature (atmospheric temperature T1) is set as the standard temperature. For this reason, the minimum calculation accuracy can be ensured even if the sensor fails.
1 エンジン
2 シリンダ
5 点火プラグ
9 吸気通路
10 燃料噴射弁
11 コレクタ
13 電制スロットルバルブ
23 スロットルバルブ開度センサ
24 エアフロメータ
25 ブーストセンサ
26 温度センサ
27 クランク角センサ
28 大気圧センサ
29 大気温センサ
30 ECU
31 スロットルモデル
32 ポンプモデル
33 コレクタモデル
34 シリンダモデル
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1
31
Claims (12)
ΔS=Cv×ln(T2/T1)+n×R×ln(ρ1/ρ2)
ρ1/ρ2=(P1/T1)/(P2/T2)
として算出することを特徴とする請求項1〜請求項9のいずれか1つに記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。 The intake entropy change ΔS is the constant volume specific heat Cv, the intake absolute temperature before the intake entropy change T1, the intake absolute temperature after the intake entropy change T2, the intake substance amount per cycle n, the intake entropy change before the intake entropy change When the intake density is ρ1, the intake density after the change in intake entropy is ρ2, the atmospheric pressure is P1, the collector pressure is P2, and the logarithm with e as the base is ln,
ΔS = Cv × ln (T2 / T1) + n × R × ln (ρ1 / ρ2)
ρ1 / ρ2 = (P1 / T1) / (P2 / T2)
The pump work calculation device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 9, wherein the calculation is as follows.
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Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2008138681A (en) * | 2006-11-30 | 2008-06-19 | Robert Bosch Gmbh | Method for determining combustion characteristics for each cylinder of internal combustion engine and control device thereof |
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2004
- 2004-12-13 JP JP2004359470A patent/JP2006169973A/en active Pending
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