JP2007127458A - Testing device of power transmission mechanism - Google Patents
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Abstract
Description
この発明は、動力伝達機構の試験装置に関する。 The present invention relates to a power transmission mechanism testing apparatus.
従来、例えば特開平６−３０７９８６号公報には、被試験機の種類に応じた脈動トルクの振幅及び波形を設定し、これに対応したトルク脈動を発生させることで、電動駆動部（モーター）によりパワートレーンを駆動し、試験、評価を行う方法が開示されている。 Conventionally, for example, in Japanese Patent Laid-Open No. 6-307986, the amplitude and waveform of pulsation torque according to the type of a machine under test is set, and torque pulsation corresponding to this is generated, so that an electric drive unit (motor) A method of driving, testing and evaluating a power train is disclosed.
しかしながら、エンジンが発生するトルクは、空気量、燃焼などが複雑に影響して発生するものであり、エンジンの種類に応じた脈動トルクの振幅や周波数を決めるためには、膨大な計測を行い、非常に複雑なマップ等を用意する必要がある。従って、モーターの駆動により実機のエンジンのトルクを再現することは非常に手間がかかり、困難である。 However, the torque generated by the engine is generated by the complicated influence of the air amount, combustion, etc., and in order to determine the amplitude and frequency of the pulsating torque according to the type of engine, a huge amount of measurement is performed, It is necessary to prepare a very complicated map. Therefore, it is very laborious and difficult to reproduce the torque of the actual engine by driving the motor.
また、振幅、周波数などを決めて実機のエンジンのトルク変動を再現する方法では、再現したトルクと実際の燃焼圧により定まるトルク変動とが一致しないため、再現したトルクによりパワートレーンの騒音試験、耐久試験などを精度良く行うことは困難である。 Also, in the method of reproducing the torque fluctuation of the actual engine by determining the amplitude, frequency, etc., the reproduced torque and the torque fluctuation determined by the actual combustion pressure do not match, so the noise test and durability of the power train using the reproduced torque It is difficult to conduct tests and the like with high accuracy.
この発明は、上述のような問題を解決するためになされたものであり、内燃機関のトルクを高い精度で再現することで、実機の内燃機関を用いることなく、動力伝達機構の試験を高精度に行うことを目的とする。 The present invention has been made to solve the above-described problems. By reproducing the torque of the internal combustion engine with high accuracy, the power transmission mechanism can be tested with high accuracy without using an actual internal combustion engine. The purpose is to do.
第１の発明は、上記の目的を達成するため、
動力伝達機構の試験装置であって、
前記動力伝達機構に接続されるモーターと、
実機の内燃機関の図示トルクを算出するシミュレーターと、
前記図示トルクに基づいて、前記モーターの出力を制御する制御手段と、
を備えたことを特徴とする。
In order to achieve the above object, the first invention provides
A power transmission mechanism test device,
A motor connected to the power transmission mechanism;
A simulator for calculating the indicated torque of the actual internal combustion engine;
Control means for controlling the output of the motor based on the indicated torque;
It is provided with.
第２の発明は、第１の発明において、
前記シミュレーターは、
内燃機関のガス流及び燃焼状態を表す特性値と図示トルクとの関係を規定したトルク推定モデルを取得するモデル取得手段と、
クランク角度θに対する筒内の発熱量Ｑの変化率である熱発生率ｄＱ／ｄθに寄与するパラメータを、運転条件に応じて取得するパラメータ取得手段と、
前記パラメータを用いて、所望の運転条件下における熱発生率ｄＱ／ｄθを演算する熱発生率演算手段と、
前記熱発生率ｄＱ／ｄθを用いて、前記トルク推定モデルから前記図示トルクを推定する図示トルク推定手段と、
を有することを特徴とする。
According to a second invention, in the first invention,
The simulator
Model acquisition means for acquiring a torque estimation model that defines the relationship between the characteristic value representing the gas flow and combustion state of the internal combustion engine and the indicated torque;
Parameter acquisition means for acquiring a parameter that contributes to the heat generation rate dQ / dθ, which is the rate of change of the calorific value Q in the cylinder with respect to the crank angle θ, according to operating conditions;
A heat generation rate calculating means for calculating a heat generation rate dQ / dθ under a desired operating condition using the parameters;
Illustrated torque estimating means for estimating the indicated torque from the torque estimation model using the heat generation rate dQ / dθ;
It is characterized by having.
第３の発明は、第２の発明において、
前記パラメータ取得手段は、前記運転条件と前記パラメータとの関係を規定したマップ又は近似式を用いて、前記パラメータを取得することを特徴とする。
According to a third invention, in the second invention,
The parameter acquisition means acquires the parameter using a map or an approximate expression that defines a relationship between the operating condition and the parameter.
第４の発明は、第３の発明において、
前記熱発生率演算手段は、
複数の前記パラメータを含む関数であって、前記パラメータにより実際の熱発生率の特性を近似した関数を用いて前記熱発生率ｄＱ／ｄθを演算することを特徴とする。
According to a fourth invention, in the third invention,
The heat generation rate calculating means includes
The heat generation rate dQ / dθ is calculated using a function including a plurality of the parameters, the function approximating the actual heat generation rate characteristics by the parameters.
第５の発明は、第４の発明において、
前記シミュレーターは、
実機の内燃機関の筒内圧の実測値に基づいて、所定の運転条件毎に前記実際の熱発生率を取得する手段と、
前記所定の運転条件毎に、前記実際の熱発生率と前記関数の値が一致するように前記パラメータの値を決定し、前記運転条件と前記パラメータとの関係を規定した前記マップ又は前記近似式を作成するマップ作成手段と、
を更に有することを特徴とする。
A fifth invention is the fourth invention,
The simulator
Means for acquiring the actual heat generation rate for each predetermined operating condition based on an actual measured value of the in-cylinder pressure of the internal combustion engine of the actual machine;
For each of the predetermined operating conditions, the parameter value is determined so that the actual heat generation rate and the function value coincide with each other, and the map or the approximate expression that defines the relationship between the operating condition and the parameter A map creation means for creating
It further has these.
第６の発明は、第４又は第５の発明において、
前記関数はWiebe関数であり、前記複数のパラメータは、形状パラメータｍ、効率パラメータｋ、燃焼期間θｐ及び熱発生開始点ズレ量θｂを含むことを特徴とする。
A sixth invention is the fourth or fifth invention, wherein
The function is a Wiebe function, and the plurality of parameters include a shape parameter m, an efficiency parameter k, a combustion period θp, and a heat generation start point deviation amount θb.
第７の発明は、第２〜第６の発明のいずれかにおいて、
前記図示トルク推定手段は、
前記トルク推定モデルを用いて筒内圧を推定し、推定した筒内圧に基づいて前記図示トルクを推定することを特徴とする。
In a seventh invention according to any one of the second to sixth inventions,
The indicated torque estimation means includes:
In-cylinder pressure is estimated using the torque estimation model, and the indicated torque is estimated based on the estimated in-cylinder pressure.
第８の発明は、第２〜第７の発明のいずれかにおいて、
前記トルク推定モデルは、吸気流演算モデル、排気流演算モデル、及び熱発生演算モデルを含み、
前記図示トルク推定手段は、前記熱発生率ｄＱ／ｄθを前記熱発生演算モデルへ導入することで、前記図示トルクを推定することを特徴とする。
In an eighth invention according to any one of the second to seventh inventions,
The torque estimation model includes an intake flow calculation model, an exhaust flow calculation model, and a heat generation calculation model,
The indicated torque estimating means estimates the indicated torque by introducing the heat generation rate dQ / dθ into the heat generation calculation model.
第９の発明は、第８の発明において、
前記トルク推定モデルは、内燃機関のガス経路における容量要素と流れ要素を交互に結合して構成され、前記容量要素はエネルギー保存則、質量保存則、及び気体の状態方程式によってモデル化され、前記流れ要素は非圧縮性流体のノズルの式によってモデル化されることを特徴とする。
In a ninth aspect based on the eighth aspect,
The torque estimation model is configured by alternately coupling a capacity element and a flow element in a gas path of an internal combustion engine, and the capacity element is modeled by an energy conservation law, a mass conservation law, and a gas equation of state, and the flow The elements are characterized by being modeled by an incompressible fluid nozzle equation.
第１０の発明は、第２〜第９の発明のいずれかにおいて、
前記シミュレーターは、
内燃機関のフリクショントルクを推定する手段と、
前記図示トルクと前記フリクショントルクとの差分から駆動軸に出力される実トルクを算出する手段と、
を更に有することを特徴とする。
According to a tenth invention, in any one of the second to ninth inventions,
The simulator
Means for estimating the friction torque of the internal combustion engine;
Means for calculating an actual torque output to the drive shaft from a difference between the indicated torque and the friction torque;
It further has these.
第１の発明によれば、シミュレーターにより実機の内燃機関の図示トルクを算出し、算出した図示トルクに基づいてモーターの出力を制御するため、モーターの駆動により実機の内燃機関のトルクを高精度に再現することができる。従って、モーターにより動力伝達機構を駆動することで、実機のエンジンを使用した場合と同等の精度で動力伝達機構の耐久試験、騒音試験等を行うことができる。 According to the first invention, the indicated torque of the actual internal combustion engine is calculated by the simulator, and the output of the motor is controlled based on the calculated indicated torque. Therefore, the torque of the actual internal combustion engine is driven with high accuracy by driving the motor. Can be reproduced. Therefore, by driving the power transmission mechanism with a motor, it is possible to perform a durability test, a noise test, and the like of the power transmission mechanism with the same accuracy as when an actual engine is used.
第２の発明によれば、熱発生率ｄＱ／ｄθに寄与するパラメータを運転条件に応じて取得することができ、運転条件に応じた熱発生率ｄＱ／ｄθを演算することができる。従って、熱発生率ｄＱ／ｄθに基づいて内燃機関の図示トルクを精度良く推定することが可能となる。 According to the second invention, the parameter contributing to the heat generation rate dQ / dθ can be acquired according to the operating condition, and the heat generation rate dQ / dθ according to the operating condition can be calculated. Therefore, the indicated torque of the internal combustion engine can be accurately estimated based on the heat generation rate dQ / dθ.
第３の発明によれば、運転条件とパラメータとの関係を規定したマップ又は近似式を用いてパラメータを取得するため、個々の条件毎にパラメータを算出する必要がなく、計測工数及び演算処理量を低減することが可能となる。 According to the third invention, since the parameter is acquired using the map or the approximate expression that defines the relationship between the operating condition and the parameter, it is not necessary to calculate the parameter for each individual condition, and the measurement man-hour and the calculation processing amount Can be reduced.
第４の発明によれば、実際の熱発生率の特性を近似した関数を用いて熱発生率ｄＱ／ｄθを演算するため、近似した関数により熱発生率ｄＱ／ｄθを精度良く演算することができる。 According to the fourth aspect, since the heat generation rate dQ / dθ is calculated using a function that approximates the actual heat generation rate characteristic, the heat generation rate dQ / dθ can be calculated with high accuracy using the approximate function. it can.
第５の発明によれば、筒内圧の実測値に基づいて所定の運転条件毎に実際の熱発生率を取得し、所定の運転条件毎に、実際の熱発生率と前記関数の値が一致するようにパラメータの値を決定するため、マップ又は近似式を作成する際の計測工数を低減することが可能となる。また、定常試験では計測が不可能な条件に対してもマップ又は近似式を作成することが可能となるため、トルクの推定精度を向上することができる。 According to the fifth aspect, the actual heat generation rate is obtained for each predetermined operation condition based on the actually measured value of the in-cylinder pressure, and the actual heat generation rate and the value of the function match for each predetermined operation condition. Since the parameter value is determined as described above, it is possible to reduce the number of measurement steps when creating a map or approximate expression. In addition, since it is possible to create a map or approximate expression for conditions that cannot be measured in a steady test, torque estimation accuracy can be improved.
第６の発明によれば、関数をWiebe関数とし、複数のパラメータとして形状パラメータｍ、効率パラメータｋ、燃焼期間θｐ及び熱発生開始点ズレ量θｂを用いるため、これらのパラメータによりWiebe関数を実際の熱発生率に精度良く近似することが可能となる。 According to the sixth invention, the function is a Wiebe function, and the shape parameter m, the efficiency parameter k, the combustion period θp, and the heat generation start point deviation amount θb are used as a plurality of parameters. It is possible to accurately approximate the heat generation rate.
第７の発明によれば、筒内圧と図示トルクは相関があるため、トルク推定モデルを用いて推定した筒内圧に基づいて、図示トルクを推定することができる。 According to the seventh aspect, since the in-cylinder pressure and the indicated torque have a correlation, the indicated torque can be estimated based on the in-cylinder pressure estimated using the torque estimation model.
第８の発明によれば、熱発生率ｄＱ／ｄθに基づいて燃焼によるエネルギーが得られるため、熱発生率ｄＱ／ｄθを熱発生演算モデルへ導入することで、図示トルクを算出することができる。 According to the eighth aspect of the invention, since the energy by combustion is obtained based on the heat generation rate dQ / dθ, the indicated torque can be calculated by introducing the heat generation rate dQ / dθ into the heat generation calculation model. .
第９の発明によれば、エネルギー保存則、質量保存則、及び気体の状態方程式によってモデル化された容量要素と、非圧縮性流体のノズルの式によってモデル化された流れ要素とを交互に結合することで、トルク推定モデルをモデル化することができる。 According to the ninth aspect of the invention, the capacitive element modeled by the energy conservation law, the mass conservation law, and the gas equation of state are alternately coupled with the flow element modeled by the incompressible fluid nozzle equation. Thus, the torque estimation model can be modeled.
第１０の発明によれば、内燃機関のフリクショントルクを推定するため、図示トルクとフリクショントルクとの差分から駆動軸に出力される実トルクを算出することができる。 According to the tenth aspect, since the friction torque of the internal combustion engine is estimated, the actual torque output to the drive shaft can be calculated from the difference between the indicated torque and the friction torque.
以下、図面に基づいてこの発明の一実施形態について説明する。尚、各図において共通する要素には、同一の符号を付して重複する説明を省略する。なお、以下の実施の形態によりこの発明が限定されるものではない。 An embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the element which is common in each figure, and the overlapping description is abbreviate | omitted. The present invention is not limited to the following embodiments.
［システムの構成］
図１は、本発明の一実施形態に係るパワートレーン試験システム１の構成を示す模式図である。図１に示すように、本実施形態のシステム１は、モーター２、及びシミュレーター３を備えた仮想エンジン（試験装置）４を備えている。仮想エンジン４には、トランスミッション、ディファレンシャルギヤなどの動力伝達機構５が接続されている。
[System configuration]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration of a power train test system 1 according to an embodiment of the present invention. As shown in FIG. 1, the system 1 of this embodiment includes a virtual engine (test apparatus) 4 including a
仮想エンジン４は、モーター２から実機のエンジンと同じトルクを発生させるものであり、実際のエンジンのトルク変動を出力可能な性能を有している。このため、パワートレーン試験システム１によれば、仮想エンジン４によって動力伝達機構５を駆動することで、動力伝達機構５の試験（耐久試験、騒音試験等）を行うことができる。従って、試験の際に実機のエンジンを用意する必要がなく、動力伝達機構５の試験を行うことができる。
The virtual engine 4 generates the same torque as the actual engine from the
仮想エンジン４のシミュレーター３は、モーター２に対してのトルク指令値を決定するエンジンモデルである。仮想エンジン４は、決定されたトルク指令値に基づいて、モーター２の駆動電流を決定する電気的な回路部分（モーター制御手段６）を含んでいる。モーター制御手段６は、トルク指令値に基づいてモーター２を駆動する電流を決定することで、実機のエンジンと同様の駆動力が出力されるようにモーター２を制御することができる。
The
このため、シミュレーター３は、後述するように、実機のエンジンの図示トルクを算出する機能を有している。シミュレーター３にはＥＣＵ（Electronic Control Unit）７が接続されている。ＥＣＵ７は、後述する実機の内燃機関１０のＥＣＵ４０に対応するものであり、スロットル開度などの運転者による操作情報の入力を受けて、機関回転数、負荷率、点火時期、バルブタイミング（ＶＶＴ）、雰囲気条件（温度、大気圧）などの運転条件を出力する。なお、ＥＣＵ７を用いることなく、これらの運転条件を直接シミュレーター３に入力しても良い。シミュレーター３は、ＥＣＵ７から送られた運転条件に基づいて、実機のエンジンの図示トルクを算出する。そして、モーター制御手段６は、シミュレーター３で算出された図示トルクをトルク指令値として、モーター２への入力（電圧値、電流値）を制御する。
Therefore, the
このような手法によれば、シミュレーター３によりエンジンのトルク波形を忠実に再現することができるため、実際のエンジンを使用した場合と同等の精度で動力伝達機構５の耐久試験、騒音試験を行うことができる。従って、試験の際に実機のエンジンを用意する必要がなく、簡素な構成で実機を用いた場合と同等の精度で試験を行うことが可能となる。これにより、作業の効率化を図ることができる。
According to such a method, since the torque waveform of the engine can be faithfully reproduced by the
図１に示すように、動力伝達機構５には動力計８が接続されている。動力計８はモーターの駆動力によって駆動され、動力伝達機構５に対して駆動輪からの走行抵抗に相当する負荷を与えるものである。従って、例えば動力伝達機構５の耐久試験を行う際には、動力計８から動力伝達機構５に負荷を与えることにより、走行抵抗を加味した上で試験を行うことができる。
As shown in FIG. 1, a dynamometer 8 is connected to the
［内燃機関システムの構成］
図２は、シミュレーター４によってトルクが推定される内燃機関システムの構成の一例を示す模式図である。図２のシステムは内燃機関１０を備えている。内燃機関１０には吸気通路１２および排気通路１４が連通している。吸気通路１２は、上流側の端部にエアフィルタ１６を備えている。エアフィルタ１６には、吸気温ＴＨＡ（すなわち外気温）を検出する吸気温センサ１８が組みつけられている。
[Configuration of internal combustion engine system]
FIG. 2 is a schematic diagram showing an example of the configuration of the internal combustion engine system in which the torque is estimated by the simulator 4. The system of FIG. 2 includes an
エアフィルタ１６の下流には、エアフロメータ２０が配置されている。エアフロメータ２０の下流には、スロットルバルブ２２が設けられている。スロットルバルブ２２の近傍には、スロットル開度ＴＡを検出するスロットルセンサ２４と、スロットルバルブ２２が全閉となることでオンとなるアイドルスイッチ２６とが配置されている。
An
スロットルバルブ２２の下流には、サージタンク２８が設けられている。サージタンク２６は、インテークマニホールド内に設けられている。サージタンク２８の近傍には、吸気通路１２の圧力（吸気管圧力）を検出する吸気管圧センサ２９が設けられている。また、サージタンク２８の更に下流には、内燃機関１０の吸気ポートに燃料を噴射するための燃料噴射弁３０が配置されている。
A
内燃機関１０は、吸気弁４６および排気弁４８を備えている。吸気弁４６には、吸気弁４６のリフト量、及び／又は作用角を可変するための可変動弁機構（VVT; Variable Valve Timing）５０が接続されている。また、燃焼室内に噴霧された燃料に点火するため、内燃機関１０の筒内には点火プラグが設けられている。更に、筒内には、その内部を往復運動するピストン３４が設けられている。また、内燃機関１０には、冷却水温を検出する水温センサ４２が取り付けられている。
The
ピストン３４には、その往復運動によって回転駆動されるクランクシャフト３６が連結されている。車両駆動系と補機類（エアコンのコンプレッサ、オルタネータ、トルクコンバータ、パワーステアリングのポンプ等）は、このクランクシャフト３６の回転トルクによって駆動される。クランクシャフト３６の近傍には、クランクシャフト３６の回転角を検出するためのクランク角センサ３８が取り付けられている。また、内燃機関１０には、筒内の圧力（筒内圧）を検出するための筒内圧センサ４４が設けられている。
The
排気通路１４には排気浄化触媒３２が配置されている。排気浄化触媒３２と内燃機関１０の間において、排気通路１４はエキゾーストマニホールド内に設けられている。
An exhaust purification catalyst 32 is disposed in the
図２に示すように、本実施形態の制御装置はＥＣＵ（Electronic Control Unit）４０を備えている。ＥＣＵ４０には、上述した各種センサに加え、ノッキングの発生を検知するKCSセンサや、車速、機関回転数、排気温度、潤滑油温度、触媒床温度などを検出するための各種センサ（不図示）が接続されている。また、ＥＣＵ４０には、上述した燃料噴射弁３０、可変動弁機構５０などの各アクチュエータが接続されている。
As shown in FIG. 2, the control device of the present embodiment includes an ECU (Electronic Control Unit) 40. In addition to the various sensors described above,
［トルク推定モデルの構成］
本実施形態では、クランクシャフト３６の出力（トルク）をトルク推定モデルから算出する。図３は、本実施形態に係るトルク推定モデルの構成の主要部を示す模式図である。図３に示すように、トルク推定モデルは、スロットルモデル６２、インテークマニホールドモデル６４、吸気弁モデル６６、シリンダーモデル（熱発生モデル）６８、排気弁モデル７０、エキゾーストマニホールドモデル７２、を有して構成されている。
[Configuration of torque estimation model]
In the present embodiment, the output (torque) of the
各モデルは、容量要素と流れ要素に分類することができる。図３において、インテークマニホールドモデル６４、シリンダーモデル６８、エキゾーストマニホールド７２は容量要素である。一方、スロットルモデル６２、吸気弁モデル６６、排気弁モデル７０は流れ要素である。
Each model can be classified into a capacity element and a flow element. In FIG. 3, an
容量要素では、容量に出入りするガスの質量流量が保存され、また、エネルギーの収支が保存される。また、容量要素では、気体の状態方程式が成立する。一方、流れ要素では流量長が短いため容量は考慮しておらず、流れ要素では、圧縮性流体の式より流量が計算される。図３に示すモデルは、容量要素と流れ要素を交互に接続して構成したものである。以下、各モデルを表す物理式について各モデル毎に説明する。 In the capacity element, the mass flow rate of the gas entering and exiting the capacity is stored, and the energy balance is stored. In the capacity element, a gas equation of state is established. On the other hand, since the flow rate is short in the flow element, the capacity is not considered, and in the flow element, the flow rate is calculated from the expression of the compressible fluid. The model shown in FIG. 3 is configured by alternately connecting capacitive elements and flow elements. Hereinafter, the physical formula representing each model will be described for each model.
（スロットルモデル）
スロットバルブ２２を流れる吸入空気の質量流量ｍ１の時間微分値ｄｍ１／ｄｔは、一般的な圧縮性流体の式より、以下の（１）式、（１）’式から算出できる。（１）式、（１）’式において、Ａｔｈはスロットルバルブ２２の有効開度、Ｐ０はスロットルバルブ２２の上流のガス圧力（大気圧）、Ｐ１はスロットルバルブ２２の下流のインテークマニホールド内のガス圧力、ρ０はスロットルバルブ２２の上流の空気の密度である。また、κは比熱比である。
(Throttle model)
The time differential value dm1 / dt of the mass flow rate m1 of the intake air flowing through the
また、スロットルバルブ２２を流れるガスが持つエンタルピーｅ１の時間微分値ｄｅ１／ｄｔは、以下の（２）式から算出することができる。（２）式において、ν１はスロットルバルブ２２の上流のガスの自由度（比熱比と相関あり）であり、ここでは一定値とする。なお、ν１はガスの組成や温度などにより計算しても良い。
Further, the time differential value de1 / dt of the enthalpy e1 possessed by the gas flowing through the
以上のように、スロットルモデル６２によれば、スロットルバルブ２２の前後のガス圧力Ｐ０，Ｐ１、質量流量ｍ１の時間微分値ｄｍ１／ｄｔ、エンタルピーｅ１の時間微分値ｄｅ１／ｄｔの関係を数式により規定することができる。
As described above, according to the throttle model 62, the relationship between the gas pressures P0 and P1 before and after the
なお、上述した（１）式、（２）式は、１サイクルの期間で特性値を時間微分して得られた式である。以下に説明する各式も同様であり、１サイクルの期間で特性値を時間微分して得られたものである。 It should be noted that the above-described equations (1) and (2) are equations obtained by differentiating the characteristic values with respect to time during one cycle. The same applies to each expression described below, which is obtained by differentiating the characteristic value with respect to time during one cycle.
（インテークマニホールドモデル（サージタンクモデル））
インテークマニホールドモデル６４では、上流を流れるガスの質量流量ｍ１の時間微分値ｄｍ１／ｄｔ、エンタルピーｅ１の時間微分値ｄｅ１／ｄｔと、下流を流れるガスの質量流量ｍ２の時間微分値ｄｍ２／ｄｔ、エンタルピーｅ２の時間微分値ｄｅ２／ｄｔに基づいて、インテークマニホールド内部のガスの質量Ｍ１、圧力Ｐ１、温度Ｔ１、体積Ｖ１を計算する数式を構築する。すなわち、インテークマニホールドモデル６４では、以下の（３）式、（４）式、（５）式の関係が成立する。ここで、（３）式は質量保存則、（４）式はエネルギー保存則、（５）式は気体の状態方程式である。（４）式において、Ｒ１は、インテークマニホールド内部のガスのガス定数（ここでは一定値とする）である。
(Intake manifold model (surge tank model))
In the
以上のように、インテークマニホールドモデル６４によれば、インテークマニホールド内部のガスの質量Ｍ１、圧力Ｐ１、温度Ｔ１、体積Ｖ１、インテークマニホールドの前後の質量流量の時間微分値ｄｍ１／ｄｔ，ｄｍ２／ｄｔ、エンタルピーの時間微分値ｄｅ１／ｄｔ，ｄｅ２／ｄｔの関係を数式により規定することができる。
As described above, according to the
（吸気弁モデル）
吸気弁モデル６６は、スロットルモデル６２と同様に一般的な圧縮性流体の式で表すことができ、吸気弁４６を流れる吸入空気の質量流量ｍ２の時間微分値ｄｍ２／ｄｔは、以下の（６）式、（６）’式から算出できる。（６）式、（６）’式において、Ａｉｎｖは吸気弁４６の有効開度、Ｐ１は吸気弁４６の上流のインテークマニホールド内のガス圧力、Ｐｃｙｌは吸気弁４６の下流のガス圧力（筒内圧力）、ρ１は吸気弁４６の上流の空気の密度である。また、κは比熱比である。
(Intake valve model)
The intake valve model 66 can be expressed by a general compressible fluid equation like the throttle model 62, and the time differential value dm2 / dt of the mass flow rate m2 of the intake air flowing through the
また、吸気弁４６を流れるガスが持つエンタルピーｅ２の時間微分値ｄｅ２／ｄｔは、以下の（７）式から算出することができる。（７）式において、ν２は吸気弁上流のガスの自由度（比熱比と相関あり）であり、ここでは一定値とする。なお、ν２はガスの組成や温度などにより計算しても良い。
Further, the time differential value de2 / dt of the enthalpy e2 possessed by the gas flowing through the
以上のように、吸気弁モデル６６によれば、吸気弁４６の前後の圧力Ｐ１，Ｐｃｙｌ、吸気弁４６を流れるガスの質量流量ｍ２の時間微分値ｄｍ２／ｄｔ、エンタルピーｅ２の時間微分値ｄｅ２／ｄｔの関係を数式により規定することができる。
As described above, according to the intake valve model 66, the pressures P1, P cyl before and after the
（排気弁モデル）
排気弁モデル７０も一般的な圧縮性流体の式で表すことができ、排気弁４８を流れる排出ガスの質量流量ｍ３の時間微分値ｄｍ３／ｄｔは、以下の（８）式、（８）’式から算出できる。（８）式、（８）’において、Ａｅｘｖは排気弁４８の有効開度、Ｐｃｙｌは排気弁４８の上流のガス圧力（筒内圧力）、Ｐ３は排気弁下流のエキゾーストマニホールド内の圧力、ρ３は排気弁４８の上流の筒内ガスの密度である。また、κは比熱比である。
(Exhaust valve model)
The exhaust valve model 70 can also be expressed by a general compressible fluid equation. The time differential value dm3 / dt of the mass flow rate m3 of the exhaust gas flowing through the
また、排気弁４８を流れるガスが持つエンタルピーｅ３の時間微分値ｄｅ３／ｄｔは、以下の（９）式から算出することができる。（９）式において、ν３は排気弁上流の筒内ガスの自由度（比熱比と相関あり）であり、ここでは一定値とする。なお、ν３はガスの組成や温度などにより計算しても良い。
Further, the time differential value de3 / dt of the enthalpy e3 of the gas flowing through the
以上のように、排気弁モデル７０によれば、排気弁４８の前後の圧力Ｐｃｙｌ，Ｐ３、排気弁４８を流れるガスの質量流量ｍ３の時間微分値ｄｍ３／ｄｔ、および排気弁４８を流れるガスのエンタルピーｅ３の時間微分値ｄｅ３／ｄｔの関係を数式により規定することができる。
As described above, according to the exhaust valve model 70, the pressures P cyl and P3 before and after the
（エキゾーストマニホールドモデル）
エキゾーストマニホールド７２は、インテークマニホールドモデル６４と同様に表すことができる。エキゾーストマニホールドでは、上流を流れるガスの質量流量ｍ３の時間微分値ｄｍ３／ｄｔ、エンタルピーｅ３の時間微分値ｄｅ３／ｄｔと、下流を流れるガスの質量流量ｍ４の時間微分値ｄｍ４／ｄｔ、エンタルピーｅ４の時間微分値ｄｅ４／ｄｔに基づいて、エキゾーストマニホールド内部のガスの質量Ｍ３、圧力Ｐ３、温度Ｔ３、体積Ｖ３を計算する数式を構築する。すなわち、エキゾーストマニホールド７２では、以下の（１０）式、（１１）式、（１２）式の関係が成立する。ここで、（１０）式は質量保存則、（１１）式はエネルギー保存則、（１２）式は気体の状態方程式を示している。（１２）式において、Ｒ３は、エキゾーストマニホールド内部のガスのガス定数（ここでは一定値とする）である。
(Exhaust manifold model)
The exhaust manifold 72 can be represented in the same manner as the
以上のように、エキゾーストマニホールド７２によれば、エキゾーストマニホールド内部のガスの質量Ｍ３、圧力Ｐ３、温度Ｔ３、体積Ｖ３と、エキゾーストマニホールドの前後の質量流量の時間微分値ｄｍ３／ｄｔ，ｄｍ４／ｄｔ、エンタルピーｄｅ３／ｄｔ，ｄｅ４／ｄｔの関係を数式により規定することができる。 As described above, according to the exhaust manifold 72, the mass M3, pressure P3, temperature T3, volume V3 of the gas inside the exhaust manifold, and the time differential values dm3 / dt, dm4 / dt of the mass flow rate before and after the exhaust manifold, The relationship between the enthalpies de3 / dt and de4 / dt can be defined by mathematical expressions.
（シリンダーモデル（熱発生モデル））
シリンダーモデル６８はインテークマニホールドモデル６４等と同様の容量要素であるが、シリンダー内では混合気の燃焼が行われるため、燃焼による熱量ｅｑｆと、外部への仕事Ｗｃｒａｎｋをエネルギー収支に考慮している点で他の容量要素と相違する。
(Cylinder model (heat generation model))
The cylinder model 68 has the same capacity element as the
シリンダーモデル６８では、シリンダーへ流入するガス（吸気弁４６を流れるガス）の質量流量ｍ２の時間微分値ｄｍ２／ｄｔ、エンタルピーｅ２の時間微分値ｄｅ２／ｄｔと、シリンダーから排出されるガス（下流の排気弁４８を流れるガス）の質量流量ｍ３の時間微分値ｄｍ３／ｄｔ、エンタルピーｅ３の時間微分値ｄｅ３／ｄｔに基づいて、シリンダー内（筒内）のガスの質量Ｍｃｙｌ、圧力Ｐｃｙｌ、温度Ｔｃｙｌ、体積Ｖｃｙｌを計算する数式を構築する。すなわち、シリンダーモデル６８では、以下の（１３）式、（１４）式、（１５）式の関係が成立する。ここで、（１３）式はエネルギー保存則、（１４）式は気体の状態方程式、（１５）式は質量保存則を示している。（１４）式において、Ｒｃｙｌはインテークマニホールド内部のガスのガス定数（ここでは一定値とする）である。
In the cylinder model 68, the time differential value dm2 / dt of the mass flow rate m2 of the gas flowing into the cylinder (the gas flowing through the intake valve 46), the time differential value de2 / dt of the enthalpy e2, and the gas discharged from the cylinder (downstream) Based on the time differential value dm3 / dt of the mass flow rate m3 of the gas flowing through the
（１３）式において、ｅｑｆは燃焼により発生する熱量であり、ｄｅｑｆ／ｄｔは燃焼により発生する熱量を１サイクルの期間で時間微分した値を示している。また、Ｗｃｒａｎｋはクランクシャフト３６が外部にする仕事であり、ｄＷｃｒａｎｋ／ｄｔはクランクシャフト３６が外部にする仕事を１サイクルの期間で時間微分した値を示している。（１３）式で表されるように、１サイクルの期間では、流入ガスのエンタルピーｅ２、排出ガスのエンタルピーｅ３、燃焼により発生する熱量ｅｑｆ、およびクランクシャフトが外部にする仕事Ｗｃｒａｎｋのエネルギー収支が０となる。
In equation (13), e qf is the amount of heat generated by combustion, and de qf / dt indicates a value obtained by time-differentiating the amount of heat generated by combustion over a period of one cycle. Further, W crank is a work that the
以上のように、シリンダーモデル６８によれば、シリンダー内（筒内）のガスの質量Ｍｃｙｌ、圧力Ｐｃｙｌ、温度Ｔｃｙｌ、体積Ｖｃｙｌ、シリンダーの前後の質量流量の時間微分値ｄｍ２／ｄｔ，ｄｍ３／ｄｔ、エンタルピーの時間微分値ｄｅ２／ｄｔ，ｄｅ３／ｄｔの関係を数式により規定することができる。 As described above, according to the cylinder model 68, the mass M cyl of the gas in the cylinder (in the cylinder), the pressure P cyl , the temperature T cyl , the volume V cyl , and the time differential value dm2 / dt of the mass flow rate before and after the cylinder. , Dm3 / dt and the enthalpy time differential values de2 / dt and de3 / dt can be defined by mathematical expressions.
以上のように構築された本実施形態のトルク推定モデルによれば、各モデルの物理式を並列的に演算処理することで、各モデルにおいて、ガスの質量Ｍ、圧力Ｐ、温度Ｔ、体積Ｖ、質量流量ｍ、エンタルピーｅ等の特性値を逐次求めることが可能となり、筒内圧Ｐｃｙｌを算出することができる。なお、各モデルにおいて、ガスの質量Ｍ、圧力Ｐ、温度Ｔ、体積Ｖの初期値については、必要に応じて、センサによる検出、又は容量要素の設計値等から予め取得することが好適である。 According to the torque estimation model of the present embodiment constructed as described above, the physical equation of each model is arithmetically processed in parallel, so that the gas mass M, pressure P, temperature T, volume V are obtained in each model. Further, characteristic values such as mass flow rate m and enthalpy e can be obtained sequentially, and in-cylinder pressure P cyl can be calculated. In each model, the initial values of the gas mass M, pressure P, temperature T, and volume V are preferably obtained in advance from detection by a sensor or a design value of a capacitive element, if necessary. .
この際、（１３）式は燃焼によるエネルギーを含むため、燃焼による熱量ｅｑｆを別途算出する必要がある。このため、本実施形態では、熱発生に関するWiebe関数（以下の（１６）式）を用いて、（１３）式におけるｄｅｑｆ／ｄｔを算出するようにしている。（１６）式によれば、微小クランク角毎の熱発生率ｄＱ／ｄθを算出することができる。ここで、（１６）式のＱは燃焼により発生する熱量であり、（１３）式のｅｑｆと同じ特性値を表している。すなわち、ｅｑｆ＝Ｑの関係が成立する。 At this time, since the equation (13) includes energy by combustion, it is necessary to separately calculate the heat quantity e qf by combustion. For this reason, in this embodiment, de qf / dt in the equation (13) is calculated using a Wiebe function (the following equation (16)) relating to heat generation. According to the equation (16), the heat generation rate dQ / dθ for each minute crank angle can be calculated. Here, Q in equation (16) is the amount of heat generated by combustion, and represents the same characteristic value as e qf in equation (13). That is, the relationship of e qf = Q is established.
また、（１７）式は、熱発生率ｄＱ／ｄθと熱発生量ｅｑｆの時間微分値ｅｑｆ／ｄｔとの関係を表している。ここで、ｄθ／ｄｔは微小時間毎のクランク角の変化量であるため、クランク角センサ３８の検出値（機関回転数）から求めることができる。従って、（１３）式のｄｅｑｆ／ｄｔは、（１６）式、（１７）式から算出することができる。
Further, Expression (17) represents the relationship between the heat generation rate dQ / dθ and the time differential value e qf / dt of the heat generation amount e qf . Here, since dθ / dt is the amount of change in the crank angle every minute time, it can be obtained from the detected value (engine speed) of the
また、クランクシャフト３６の仕事量Ｗｃｒａｎｋ、筒内圧Ｐｃｙｌ、クランクシャフト３６の図示トルクＴｃｒａｎｋの間には、以下の（１８）式〜（２０）式の関係が成立する。（１８）式〜（２０）式において、筒内容積Ｖおよびその変化率dＶ／dθは、クランク角θに応じて幾何学的に決定される値である。従って、（１８）式〜（２０）式についても上記各式と並列的に演算処理を行うことで、（１３）式から得られる仕事量Ｗｃｒａｎｋに基づいて、（１８）式から筒内圧Ｐｃｙｌを算出することができる。そして、筒内圧Ｐｃｙｌに基づいて、（２０）式からクランクシャフト３６の図示トルクＴｃｒａｎｋを算出することができる。
Further, the following formulas (18) to (20) are established among the work amount W crank of the
以上のように、本実施形態のトルク推定モデルによれば、サイクル毎に上記各モデルを構成する数式を並列的に演算処理することで、クランクシャフト３６の図示トルクＴｃｒａｎｋを逐次算出することができる。
As described above, according to the torque estimation model of the present embodiment, the indicated torque T crank of the
なお、エキゾーストマニホールドモデル７２の下流に触媒モデルなどのモデルを更に構築しても良い。また、ターボチャージャーなどの過給機を備えたシステムにおいては、過給機モデルを構築することが好適である。 A model such as a catalyst model may be further constructed downstream of the exhaust manifold model 72. In a system including a turbocharger such as a turbocharger, it is preferable to construct a supercharger model.
図示トルクＴｃｒａｎｋは、筒内圧Ｐｃｙｌに基づいて算出された値であり、内燃機関１０のフリクショントルクの影響は考慮されていないため、クランクシャフト３６から実際に出力されるトルク（実トルク）を求めるためには、フリクショントルクを推定して、図示トルクからフリクショントルクを減算することが好適である。すなわち、実トルクと図示トルクの間には以下の関係式が成立する。
実トルク＝（図示トルクＴｃｒａｎｋ）−（フリクショントルク）
The indicated torque T crank is a value calculated based on the in-cylinder pressure P cyl , and the influence of the friction torque of the
Actual torque = ( Indicated torque T crank ) − (Friction torque)
フリクショントルクは機関回転数、冷却水温などのパラメータと相関があるため、フリクショントルクとこれらのパラメ−タの関係を予め取得してマップを作成しておくことで、このマップに基づいてフリクショントルクを算出することができる。 Since the friction torque correlates with parameters such as engine speed and coolant temperature, the relationship between the friction torque and these parameters is obtained in advance, and a map is created to obtain the friction torque based on this map. Can be calculated.
［Wiebe関数による熱発生率の算出方法］
次に、Wiebe関数（（１６）式）を用いて熱発生率ｄＱ／ｄθを算出する方法について説明する。図４は、クランク角[CA]と熱発生率ｄＱ／ｄθとの関係を示す特性図である。上述のように、熱発生率ｄＱ／ｄθは微小クランク角毎の熱発生量を表しており、図４では、実機データに基づいて得られた熱発生率（図４中に実線で示す）と、Wiebe関数から得られた熱発生率（図４中に破線で示す）を共に示している。Wiebe関数によれば、実機データの熱発生率を精度良く近似することができる。
[Calculation method of heat release rate by Wiebe function]
Next, a method for calculating the heat generation rate dQ / dθ using the Wiebe function (equation (16)) will be described. FIG. 4 is a characteristic diagram showing the relationship between the crank angle [CA] and the heat generation rate dQ / dθ. As described above, the heat generation rate dQ / dθ represents the heat generation amount for each minute crank angle, and in FIG. 4, the heat generation rate (shown by a solid line in FIG. 4) obtained based on the actual machine data. The heat generation rate obtained from the Wiebe function (indicated by a broken line in FIG. 4) is also shown. According to the Wiebe function, the heat generation rate of actual machine data can be approximated with high accuracy.
図４において、θ０は点火が行われるクランク角を示している。熱発生率ｄＱ／ｄθは、θ０のクランク角位置で点火が行われた後、筒内での燃焼の進行に伴って増加し、ピークに達した後、減少する。 In FIG. 4, θ 0 indicates a crank angle at which ignition is performed. The heat generation rate dQ / dθ increases with the progress of combustion in the cylinder after ignition is performed at a crank angle position of θ 0 , and decreases after reaching a peak.
（１６）式で示されるWiebe関数には、熱入力Ｑｆｕｅｌが与えられる。ここで、熱入力Ｑｆｕｅｌは、筒内に供給された燃料の持つ熱量に相当する。よって、熱入力Ｑｆｕｅｌの値は、筒内に供給された燃料量に、その燃料の低位発熱量を乗じた値に相当する。なお、低位発熱量は、真発熱量とも呼ばれる物性値である。低位発熱量とは、単位量の燃料が完全燃焼したときに発生する熱量から、燃料中に含まれる水分および燃焼によって生じる水分を蒸発させるのに必要な熱量（潜熱）を差し引いた残りの熱量を意味する。熱入力Ｑｆｕｅｌの値は、具体的には、燃料噴射弁３０からの燃料噴射量に基づいて算出することができる。あるいは、空燃比A/Fおよび筒内空気量（負荷率KL）から熱入力Ｑｆｕｅｌを算出することもできる。
A thermal input Q fuel is given to the Wiebe function expressed by the equation (16). Here, the heat input Q fuel corresponds to the amount of heat of the fuel supplied into the cylinder. Therefore, the value of the heat input Q fuel corresponds to a value obtained by multiplying the amount of fuel supplied into the cylinder by the lower heating value of the fuel. The lower heating value is a physical property value called a true heating value. The lower calorific value is the amount of heat generated when a unit amount of fuel is completely burned, minus the amount of heat (latent heat) required to evaporate the moisture contained in the fuel and the moisture generated by the combustion. means. Specifically, the value of the heat input Q fuel can be calculated based on the fuel injection amount from the
（１６）式に示されるように、Wiebe関数は、複数のパラメータｍ，ｋ，θｐ，θｂを含んでいる。図４に示すように、これらのパラメータは、Wiebe関数の形状を調整する機能を有している。従って、Wiebe関数に実機データと同様の熱入力Ｑｆｕｅｌが与えられ、これらのパラメータが適切な値に設定されると、Wiebe関数により図４中に実線で示す実機データの特性を近似することができる。これにより、実機データをその都度取得することなく、任意のクランク角における熱発生率ｄＱ／ｄθをWiebe関数から逐次算出することが可能となる。 As shown in the equation (16), the Wiebe function includes a plurality of parameters m, k, θp, and θb. As shown in FIG. 4, these parameters have a function of adjusting the shape of the Wiebe function. Therefore, when the Wiebe function is given the same heat input Q fuel as the actual machine data, and these parameters are set to appropriate values, the Wiebe function can approximate the characteristics of the actual machine data indicated by the solid line in FIG. it can. As a result, the heat generation rate dQ / dθ at an arbitrary crank angle can be sequentially calculated from the Wiebe function without acquiring actual machine data each time.
各パラメータｍ，ｋ，θｐ，θｂの値は運転条件に応じて決定され、これによりWiebe関数の特性が実機データに近似される。以下、各パラメータｍ，ｋ，θｐ，θｂを適合する方法について説明する。 The values of the parameters m, k, θp, and θb are determined according to the operating conditions, whereby the characteristics of the Wiebe function are approximated to actual machine data. Hereinafter, a method for adapting the parameters m, k, θp, and θb will be described.
（形状パラメータｍ）
ｍは形状パラメータであって、熱発生率ｄＱ／ｄθのピークの位置を調整する機能を有している。（１６）式において、ｍの値が大きくなるほどピークの位置はクランク角の遅角側（図４の右側）へ変化する。従って、パラメータｍの値を適合することで、熱発生率のピークの位置を実機データに適合することができる。
(Shape parameter m)
m is a shape parameter and has a function of adjusting the peak position of the heat generation rate dQ / dθ. In the equation (16), as the value of m increases, the peak position changes toward the retard side of the crank angle (the right side in FIG. 4). Therefore, by adapting the value of the parameter m, the peak position of the heat release rate can be adapted to the actual machine data.
図５は、パラメータｍを求める際に用いるマップを示している。図５に示すように、パラメータｍは点火時期ＳＡ[BTDC]に基づいて決定され、点火時期ＳＡ[BTDC]が大きくなるほど形状パラメータｍの値は小さくなる。図５のマップによれば、点火時期ＳＡ[BTDC]に基づいて最適な形状パラメータｍの値を求めることができる。なお、点火時期以外のパラメータ、例えば空燃比Ａ／Ｆ、機関回転数ＮＥ、負荷率ＫＬ、バルブタイミングＶＴなどを更に加えて、多次元マップからパラメータｍを算出するようにしても良い。 FIG. 5 shows a map used for obtaining the parameter m. As shown in FIG. 5, the parameter m is determined based on the ignition timing SA [BTDC], and the value of the shape parameter m decreases as the ignition timing SA [BTDC] increases. According to the map of FIG. 5, the optimum value of the shape parameter m can be obtained based on the ignition timing SA [BTDC]. It should be noted that the parameter m may be calculated from the multidimensional map by further adding parameters other than the ignition timing, for example, the air-fuel ratio A / F, the engine speed NE, the load factor KL, the valve timing VT, and the like.
（効率ｋ）
パラメータｋは、効率を表している。（１６）式から判るように、本実施形態では、効率ｋなるパラメータを乗じて、熱発生率dＱ／dθを算出することとしている。Wiebe関数を内燃機関１０での燃焼に適用する場合には、一般に、筒内に供給された燃料が持つ熱量が熱入力Ｑfuelに相当すると考えられている。しかしながら、内燃機関１０における実際の燃焼では、冷却損失や燃料の燃え残り等に起因して、何らかの熱損失を伴うのが普通である。すなわち、実際には、燃料が持つ熱入力Ｑｆｕｅｌの全部が発熱量Ｑに変換されることはなく、その変換効率は１００％ではない。本実施形態では、このことをWiebe関数モデルに反映させるため、効率ｋを導入することとした。すなわち、効率ｋは、燃料が持つ熱量である熱入力Ｑｆｕｅｌが発熱量Ｑに変換される効率としての物理的意味を有している。よって、効率ｋは、０＜ｋ＜１の範囲の値を示す数である。
(Efficiency k)
The parameter k represents efficiency. As can be seen from the equation (16), in this embodiment, the heat generation rate dQ / dθ is calculated by multiplying the parameter of efficiency k. When the Wiebe function is applied to combustion in the
効率ｋを導入しない場合には、Wiebe関数モデルにより算出される熱発生率dＱ／dθのピーク値は、実機データのピーク値より大きくなり易い。これは、実機における熱損失が反映されないことが原因であると考えられる。本実施形態では、効率ｋを導入することにより、Wiebe関数モデルにより算出される熱発生率dＱ／dθのピーク値を、実機データのピーク値にほぼ等しく揃えることができる。従って、効率ｋを導入することで、筒内の熱発生を更に良い精度でシミュレートすることが可能となる。 When the efficiency k is not introduced, the peak value of the heat generation rate dQ / dθ calculated by the Wiebe function model tends to be larger than the peak value of the actual machine data. This is considered to be caused by the fact that heat loss in the actual machine is not reflected. In the present embodiment, by introducing the efficiency k, the peak value of the heat release rate dQ / dθ calculated by the Wiebe function model can be made substantially equal to the peak value of the actual machine data. Therefore, by introducing the efficiency k, it is possible to simulate the heat generation in the cylinder with better accuracy.
図６は、効率ｋを求める際に用いるマップを示している。図６に示すように、効率ｋも主として点火時期ＳＡ[BTDC]に応じて変化し、点火時期ＳＡ[SA]が大きくなるほど効率ｋの値は小さくなる。図６のマップによれば、点火時期ＳＡ[BTDC]に基づいて最適な効率パラメータｋの値を求めることができる。なお、点火時期以外のパラメータ、例えば空燃比Ａ／Ｆ、機関回転数ＮＥ、負荷率ＫＬ、バルブタイミングＶＴなどを更に加えて、多次元マップから効率パラメータｋを算出するようにしても良い。 FIG. 6 shows a map used for obtaining the efficiency k. As shown in FIG. 6, the efficiency k also changes mainly according to the ignition timing SA [BTDC], and the value of the efficiency k decreases as the ignition timing SA [SA] increases. According to the map of FIG. 6, the optimum value of the efficiency parameter k can be obtained based on the ignition timing SA [BTDC]. It should be noted that the efficiency parameter k may be calculated from the multidimensional map by further adding parameters other than the ignition timing, for example, the air-fuel ratio A / F, the engine speed NE, the load factor KL, the valve timing VT, and the like.
なお、（１３）式のエネルギー保存則に熱損失を見積もる項を入れることもできるが、（１６）式で効率ｋを考慮しているため、熱損失の項を不要とすることができる。 In addition, although the term which estimates a heat loss can also be put into the energy conservation law of (13) Formula, since the efficiency k is considered by (16) Formula, the term of a heat loss can be made unnecessary.
（燃焼期間θｐ）
パラメータθｐは、燃焼による熱の発生が継続する期間をクランク角度で表したものとしての物理的意味を有する。従って、燃焼期間θｐが大きくなると、熱発生率ｄＱ／ｄθが０から立ち上がった後、再び０に戻るまでのクランク角幅が大きくなる。
(Combustion period θp)
The parameter θp has a physical meaning as a crank angle representing a period in which heat generation due to combustion continues. Therefore, as the combustion period θp increases, the crank angle width until the heat generation rate dQ / dθ rises from 0 and then returns to 0 increases.
図７は、燃焼期間θｐを求める際に用いるマップを示している。図７に示すように、燃焼期間θｐは、点火時期ＳＡ[BTDC]と、機関回転数ＮＥとに基づいて決定される。そして、点火時期ＳＡ[BTDC]が大きくなるほど燃焼期間θｐの値は小さくなり、また、機関回転数ＮＥが大きくなるほど、燃焼期間θｐの値は大きくなる。図７のマップによれば、点火時期ＳＡ[BTDC]及び機関回転数ＮＥに基づいて最適な燃焼期間θｐの値を求めることができる。なお、点火時期、機関回転数以外のパラメータ、例えば空燃比Ａ／Ｆ、負荷率ＫＬ、バルブタイミングＶＴなどを更に加えた多次元マップから燃焼期間θｐを算出するようにしても良い。 FIG. 7 shows a map used when determining the combustion period θp. As shown in FIG. 7, the combustion period θp is determined based on the ignition timing SA [BTDC] and the engine speed NE. As the ignition timing SA [BTDC] increases, the value of the combustion period θp decreases, and as the engine speed NE increases, the value of the combustion period θp increases. According to the map of FIG. 7, the optimum value of the combustion period θp can be obtained based on the ignition timing SA [BTDC] and the engine speed NE. Note that the combustion period θp may be calculated from a multidimensional map to which parameters other than the ignition timing and engine speed, for example, the air-fuel ratio A / F, the load factor KL, the valve timing VT, and the like are further added.
（熱発生開始点ズレ量θｂ）
上記（１６）式においては、θ＝０のときdＱ／dθ＝０であり、θが０より大きくなると、dＱ／dθ＞０となって熱が発生し始めることを表す。つまり、本実施形態のWiebe関数モデルにおいては、θは熱発生開始後の経過クランク角度を表す。よって、θ＝０の点は、熱発生開始点となる。従来、Wiebe関数を利用したシミュレーションにおいては、熱発生開始点（θ＝０）は、点火時期に等しいとされていた。
(Heat generation start point deviation amount θ b )
In the above equation (16), dQ / dθ = 0 when θ = 0, and when θ is larger than 0, dQ / dθ> 0 and heat starts to be generated. That is, in the Wiebe function model of this embodiment, θ represents the elapsed crank angle after the start of heat generation. Therefore, the point at θ = 0 is the heat generation start point. Conventionally, in a simulation using the Wiebe function, the heat generation start point (θ = 0) is assumed to be equal to the ignition timing.
しかしながら、Wiebe関数モデルの熱発生開始点を実際の点火時期に等しいとした場合には、精度の良いシミュレーションを行うことが困難となる。図８は、このことを説明するための模式的な図である。図８中、太い実線は熱発生率ｄＱ／ｄθの実機データを表し、細い実線はWiebe関数モデルによる算出結果を表す。 However, if it is assumed that the heat generation start point of the Wiebe function model is equal to the actual ignition timing, it becomes difficult to perform a highly accurate simulation. FIG. 8 is a schematic diagram for explaining this. In FIG. 8, the thick solid line represents the actual machine data of the heat generation rate dQ / dθ, and the thin solid line represents the calculation result by the Wiebe function model.
図８（Ａ）に示すように、熱発生開始点を点火時期に等しくした場合には、Wiebe関数のどのパラメータをどのように変えても、Wiebe関数モデルの算出結果を実機データに一致させることができない場合がある。このような場合、図８（Ｂ）に示すように、熱発生開始点（θ＝０）を点火時期からずらした位置とすることにより、Wiebe関数モデルの算出結果におけるｄＱ／ｄθの立ち上がり位置を移動させて、実機データの立ち上がり位置に一致させることができる。以下、Wiebe関数モデルの熱発生開始点と、点火時期とのズレ量を「熱発生開始点ズレ量」と称し、符号θｂで表すこととする。このように、Wiebe関数モデルに熱発生開始点ズレ量θｂを導入することにより、筒内の熱発生を精度良くシミュレートすることが可能となる。 As shown in FIG. 8A, when the heat generation start point is made equal to the ignition timing, the calculation result of the Wiebe function model should be made to match the actual machine data no matter what parameter of the Wiebe function is changed. May not be possible. In such a case, as shown in FIG. 8B, the rising position of dQ / dθ in the calculation result of the Wiebe function model is obtained by setting the heat generation start point (θ = 0) at a position shifted from the ignition timing. It can be moved to match the rising position of actual machine data. Hereinafter, the amount of deviation between the heat generation start point of the Wiebe function model and the ignition timing is referred to as “heat generation start point deviation amount” and is represented by the symbol θb. In this way, by introducing the heat generation start point deviation amount θb into the Wiebe function model, it is possible to accurately simulate the heat generation in the cylinder.
熱発生開始点ズレ量θｂの値は、内燃機関１０の運転条件によって異なると考えられる。よって、Wiebe関数モデルを内燃機関１０に適合するためには、運転条件と熱発生開始点ズレ量θｂの値との関係を把握する必要がある。
The value of the heat generation start point deviation amount θb is considered to vary depending on the operating conditions of the
図９は、熱発生開始点ズレ量θｂを求める際に用いるマップを示している。図９に示すように、熱発生開始点ズレ量θｂは、点火時期ＳＡ[BTDC]と、機関回転数ＮＥに基づいて決定される。そして、点火時期ＳＡ[BTDC]が大きくなるほど熱発生開始点ズレ量θｂの値は大きくなり、また、機関回転数ＮＥが大きくなるほど熱発生開始点ズレ量θｂの値は大きくなる。図９のマップによれば、点火時期ＳＡ[BTDC]及び機関回転数ＮＥに基づいて最適な熱発生開始点ズレ量θｂの値を求めることができる。なお、点火時期、機関回転数以外のパラメータ、例えば空燃比Ａ／Ｆ、負荷率ＫＬ、バルブタイミングＶＴなどを更に加えた多次元マップから熱発生開始点ズレ量θｂを算出するようにしても良い。 FIG. 9 shows a map used for obtaining the heat generation start point deviation amount θb. As shown in FIG. 9, the heat generation start point deviation amount θb is determined based on the ignition timing SA [BTDC] and the engine speed NE. The value of the heat generation start point deviation amount θb increases as the ignition timing SA [BTDC] increases, and the value of the heat generation start point deviation amount θb increases as the engine speed NE increases. According to the map of FIG. 9, the optimum value of the heat generation start point deviation amount θb can be obtained based on the ignition timing SA [BTDC] and the engine speed NE. Note that the heat generation start point deviation amount θb may be calculated from a multidimensional map to which parameters other than the ignition timing and the engine speed, for example, the air-fuel ratio A / F, the load factor KL, the valve timing VT, and the like are further added. .
なお、（１６）式において係数ａは所定の係数であって、θ＝θｐとなり、燃焼が終了した時点での熱発生率を与える係数である。 In the equation (16), the coefficient a is a predetermined coefficient, which is θ = θp, and is a coefficient that gives the heat generation rate when combustion is completed.
以上のように、本実施形態の手法によれば、Wiebe関数のパラメータｍ，ｋ，θｐ，θｂを、図５、図６、図７、図９のマップから算出することができ、熱発生率の特性を実測値の特性に精度良く適合することができる。これにより、（１６）式に基づいて熱発生率を高い精度で推定することが可能となる。なお、Wiebe関数のパラメータｍ，ｋ，θｐ，θｂと運転条件との関係は、近似式を用いて規定しても良い。 As described above, according to the method of this embodiment, the parameters m, k, θp, and θb of the Wiebe function can be calculated from the maps of FIGS. 5, 6, 7, and 9, and the heat release rate is obtained. It is possible to accurately match the characteristic of the above to the characteristic of the actual measurement value. Thereby, it becomes possible to estimate a heat release rate with high precision based on (16) Formula. Note that the relationship between the parameters m, k, θp, θb of the Wiebe function and the operating conditions may be defined using an approximate expression.
［各マップの取得方法］
次に、Wiebe関数のパラメータｍ，ｋ，θｐ，θｂを算出するためのマップを取得する方法について説明する。Wiebe関数のパラメータｍ，ｋ，θｐ，θｂは、Wiebe関数を実機データにフィッティングすることで求めることができる。
[How to get each map]
Next, a method for acquiring a map for calculating the parameters m, k, θp, and θb of the Wiebe function will be described. The parameters m, k, θp, and θb of the Wiebe function can be obtained by fitting the Wiebe function to actual machine data.
最初に、熱発生率dＱ／dθの実機データの取得方法を説明する。まず、所定クランク角幅ごと（例えば１degCAごと）に、筒内圧センサ４４により筒内圧Ｐを計測する。筒内圧Ｐと、筒内容積Ｖと、発熱量Ｑとの間には、以下の（２１）式のエネルギー保存則が成り立つ。
First, a method for acquiring actual machine data of the heat generation rate dQ / dθ will be described. First, the in-cylinder pressure P is measured by the in-
上記（２）式中、κは比熱比である。また、筒内容積Ｖおよびその変化率dＶ／dθは、クランク角θに応じて幾何学的に決定される値である。よって、所定クランク角幅ごとに計測した筒内圧Ｐの値を上記（２２）式に代入することにより、熱発生率dＱ／dθの実機データを得ることができる。 In the above formula (2), κ is a specific heat ratio. Further, the in-cylinder volume V and the rate of change dV / dθ are values determined geometrically according to the crank angle θ. Therefore, by substituting the value of the in-cylinder pressure P measured for each predetermined crank angle width into the above equation (22), actual machine data of the heat release rate dQ / dθ can be obtained.
図１０は、フィッティングの方法を説明するための模式図である。図１０中で、実線は、熱発生率dＱ／dθの実機データを示しており、破線は、Wiebe関数モデルによる算出結果を示している。この場合、Wiebe関数モデルによって熱発生率dＱ／dθを算出するに際し、熱入力Ｑfuel、熱発生開始点ズレ量θｂ、効率ｋ、燃焼期間θｐおよび形状パラメータｍに対して、実機データとWiebe関数モデルの算出結果との誤差が最小となるように、最小二乗法によりフィッティング（最適化）を行う。 FIG. 10 is a schematic diagram for explaining a fitting method. In FIG. 10, the solid line shows the actual machine data of the heat release rate dQ / dθ, and the broken line shows the calculation result by the Wiebe function model. In this case, when calculating the heat generation rate dQ / dθ using the Wiebe function model, the actual machine data and the heat input Q fuel , the heat generation start point deviation amount θ b , the efficiency k, the combustion period θ p, and the shape parameter m Fitting (optimization) is performed by the method of least squares so that an error from the calculation result of the Wiebe function model is minimized.
具体的には、図１０に示す誤差比較範囲内で、複数の計測ポイント（ここでは、２つの計測ポイントＰ１，Ｐ２とする）を設定し、各ポイントＰ１，Ｐ２での実機データとWiebe関数モデルによる算出結果との誤差（偏差）の二乗和が最小となるような熱発生開始点ズレ量θｂ、効率ｋ、燃焼期間θｐおよび形状パラメータｍの値をそれぞれ探索する。そして、その探し出された値が熱発生開始点ズレ量θｂ、効率ｋ、燃焼期間θｐおよび形状パラメータｍの最適化された値であると定められる。そして、このようなフィッティングを異なる運転条件毎に行うことで、図５、図６、図７、図９のマップを取得することができる。 Specifically, a plurality of measurement points (here, two measurement points P1 and P2) are set within the error comparison range shown in FIG. 10, and the actual machine data and the Wiebe function model at each point P1 and P2 are set. The heat generation start point deviation amount θ b , the efficiency k, the combustion period θ p and the shape parameter m are searched for such that the sum of squares of the error (deviation) from the calculation result is minimized. Then, it is determined that the found value is an optimized value of the heat generation start point deviation amount θ b , efficiency k, combustion period θ p, and shape parameter m. And by performing such fitting for every different driving | running condition, the map of FIG.5, FIG.6, FIG.7 and FIG. 9 is acquirable.
この際、Wiebe関数は元々実機の熱発生率dＱ／dθに近い特性を有しているため、実機データとの上記偏差を求める計測ポイントの数は最小限に抑えることができる。従って、実機データの熱発生率dＱ／dθは設定した計測ポイントのみで取得すれば足り、筒内圧の計測ポイントを最小限に抑えることができる。これにより、非常に少ない適合工数でWiebe関数モデルを実機データにフィッティングすることが可能となる。 At this time, since the Wiebe function originally has characteristics close to the heat generation rate dQ / dθ of the actual machine, the number of measurement points for obtaining the deviation from the actual machine data can be minimized. Therefore, it is sufficient to obtain the heat generation rate dQ / dθ of the actual machine data only with the set measurement points, and the measurement points of the in-cylinder pressure can be minimized. As a result, the Wiebe function model can be fitted to the actual machine data with a very small number of adaptation steps.
従って、例えば本実施形態のトルク推定モデルによれば、計測ポイントを大幅に抑えることができるため、マップ作成に要する時間を大幅に短縮することが可能となる。これにより、作業の効率化を図ることができる。また、計測ポイント間の運転状態はWiebe関数モデルによって実機データに対して非常に高い精度で近似することができるため、トルク推定の精度を大幅に高めることができる。更に、例えば排気温が高いなどの理由で定常試験での計測が困難な条件（大遅角領域など）に関しても、トルク推定を行うことが可能となる。従って、クランク角毎に図示トルクＴｃｒａｎｋを精度良く算出することができ、これに基づいてモーター２を実機の内燃機関１０と同等の精度で運転することが可能となる。
Therefore, for example, according to the torque estimation model of the present embodiment, the measurement points can be greatly suppressed, so that the time required for map creation can be greatly shortened. Thereby, work efficiency can be improved. In addition, since the operating state between the measurement points can be approximated to the actual machine data with a very high accuracy by the Wiebe function model, the accuracy of the torque estimation can be greatly increased. Furthermore, torque estimation can be performed even under conditions (such as a large retardation region) where measurement in a steady test is difficult due to, for example, high exhaust temperature. Therefore, the indicated torque T crank can be accurately calculated for each crank angle, and based on this, the
なお、効率ｋ、および熱発生開始点ズレ量θｂは、マップまたは近似式によらずに、実機のデータから直接算出しても良い。図１１は、効率ｋの定義を説明するための図である。熱発生率dＱ／dθの実機データにおいて、効率ｋは以下のように定義される。図１１中、Ｑｆｕｅｌは、筒内に供給された燃料が持つ熱量を意味し、その値は、燃料噴射弁３０からの燃料噴射量に基づいて、あるいは空燃比A/Fおよび筒内空気量に基づいて、算出することができる。一方、図１１中、Ｑｍａｘは、実機データにおけるdＱ／dθをθで積分した値である。すなわち、Ｑｍａｘは、実機データの熱発生率dＱ／dθの曲線と、dＱ／dθ＝０の直線とがグラフ上で囲む面積に相当し、実際の総発熱量としての物理的意味を有する。従って、効率ｋは、ｋ＝Ｑｍａｘ／Ｑｆｕｅｌとして算出することができる。
Note that the efficiency k and the heat generation start point deviation amount θb may be directly calculated from actual machine data without using a map or an approximate expression. FIG. 11 is a diagram for explaining the definition of the efficiency k. In the actual machine data of the heat generation rate dQ / dθ, the efficiency k is defined as follows. In FIG. 11, Q fuel means the amount of heat of the fuel supplied into the cylinder, and the value is based on the fuel injection amount from the
また、図１２は、熱発生率dＱ／dθの実機データから熱発生開始点ズレ量θｂを求める方法を説明するための図である。図１２中の実線は、図４における実機データの前半部分を拡大したものである。図１２から判るように、一般に、実機データの熱発生率dＱ／dθの値は、点火時期の直後は０を挟んで振動し、その後立ち上がる。従って、dＱ／dθのピーク位置から点火時期方向へ戻っていったときに最初にdＱ／dθ＝０となる点は、熱発生率dＱ／dθの立ち上がり位置を示すことになる。よって、実機データから熱発生開始点ズレ量θｂを求める場合は、点火時期、機関回転数等を可変させた運転条件毎にdＱ／dθ＝０となる点を熱発生開始点と定め、その熱発生開始点と点火時期との間のクランク角度幅を、熱発生開始点ズレ量θｂとして求めることができる。 Further, FIG. 12 is a diagram for explaining a method of obtaining a heat generation starting point deviation amount theta b from actual data of the heat generation rate dQ / d [theta]. The solid line in FIG. 12 is an enlargement of the first half of the actual machine data in FIG. As can be seen from FIG. 12, in general, the value of the heat generation rate dQ / dθ in the actual machine data vibrates with 0 immediately after the ignition timing, and then rises. Accordingly, the point at which dQ / dθ = 0 first when returning from the peak position of dQ / dθ in the ignition timing direction indicates the rising position of the heat generation rate dQ / dθ. Therefore, when obtaining the heat generation starting point deviation amount theta b from actual data, the ignition timing, determines the point at which dQ / d [theta] = 0 for each operating condition defined by varying the engine speed or the like and heat generation starting point, that the crank angle range between the ignition timing and the heat generation starting point, can be determined as the heat generation start point deviation amount theta b.
以上説明したように、パワートレーン試験システム１によれば、シミュレーター３により実機の内燃機関１０の図示トルクを推定し、これに基づいてモーター２を制御するため、推定した図示トルクと同一のトルクをモーター２から出力することができる。従って、仮想エンジン４により実機のエンジンのトルク波形を精度良く再現することが可能となり、動力伝達機構５の耐久試験、騒音試験などを行った場合に、実機のエンジンを使用した場合と同等の精度で試験を行うことができる。
As described above, according to the power train test system 1, the
また、エンジンの部品の変更、制御の適合の変更など、仮想エンジン４の仕様が変更された場合であっても、モデルを変更するのみで動力伝達機構５の評価が可能となる。従って、例えば排気量が２０％アップした場合に動力伝達機構５に生じる影響等についても、仮想エンジン４内のモデルを変更するのみで評価を行うことが可能となる。従って、異なる仕様のエンジン毎に試験を行う場合においても、シミュレーター３のモデルを変更した各エンジンの図示トルクを算出することで、モーター２から各エンジンの駆動力を出力することが可能となる。従って、各仕様のエンジンを用意する必要がなく、試験の効率を大幅に向上することができる。
Further, even if the specification of the virtual engine 4 is changed, such as a change in engine parts or a change in control, the
更に、シミュレーター３に入力される運転条件（点火時期、吸入空気量など）をモデルで変えた際に、そのときのトルクをモーター２の出力で再現できるため、例えば、シフトチェンジ時のトルクショック（動力伝達機構５に生じる振動）を無くすためにどれだけの遅角量がエンジンに必要なのか算出することができ、シフトチェンジ時のエンジン制御の適合を行なうことも可能となる。
Furthermore, when the operating conditions (ignition timing, intake air amount, etc.) input to the
以上説明したように本実施形態によれば、Wiebe関数のパラメータｍ，ｋ，θｐ，θｂを運転状態に基づいてマップから算出し、Wiebe関数から算出した熱発生率を用いて図示トルクを算出するため、内燃機関１０の図示トルクを高精度に算出することが可能となる。これにより、運転条件から直接的にトルクを算出する場合に比べて適合工数を大幅に削減することが可能となる。
As described above, according to the present embodiment, the parameters m, k, θp, and θb of the Wiebe function are calculated from the map based on the operation state, and the indicated torque is calculated using the heat generation rate calculated from the Wiebe function. Therefore, the indicated torque of the
そして、算出した図示トルクに基づいて、モーター２を制御するため、実機の内燃機関１０のトルクを忠実に再現した状態で駆動伝達機構５を駆動することができる。これにより、動力伝達機構５の耐久試験、騒音試験などを行った場合に、実機のエンジンを使用した場合と同等の精度で試験を行うことができる。
Since the
２ モーター
３ シミュレーター
４ 仮想エンジン（試験装置）
５ 動力伝達機構
６ モーター制御手段
１０ 内燃機関
４０ ＥＣＵ
６２ スロットルモデル
６４ インテークマニホールドモデル
６６ 吸気弁モデル
６８ シリンダーモデル（熱発生モデル）
７０ 排気弁モデル
７２ エキゾーストマニホールドモデル７２
2
5
62
70 Exhaust valve model 72 Exhaust manifold model 72
Claims (10)
前記動力伝達機構に接続されるモーターと、
実機の内燃機関の図示トルクを算出するシミュレーターと、
前記図示トルクに基づいて、前記モーターの出力を制御する制御手段と、
を備えたことを特徴とする動力伝達機構の試験装置。 A power transmission mechanism test device,
A motor connected to the power transmission mechanism;
A simulator for calculating the indicated torque of the actual internal combustion engine;
Control means for controlling the output of the motor based on the indicated torque;
An apparatus for testing a power transmission mechanism.
内燃機関のガス流及び燃焼状態を表す特性値と図示トルクとの関係を規定したトルク推定モデルを取得するモデル取得手段と、
クランク角度θに対する筒内の発熱量Ｑの変化率である熱発生率ｄＱ／ｄθに寄与するパラメータを、運転条件に応じて取得するパラメータ取得手段と、
前記パラメータを用いて、所望の運転条件下における熱発生率ｄＱ／ｄθを演算する熱発生率演算手段と、
前記熱発生率ｄＱ／ｄθを用いて、前記トルク推定モデルから前記図示トルクを推定する図示トルク推定手段と、
を有することを特徴とする請求項１記載の動力伝達機構の試験装置。 The simulator
Model acquisition means for acquiring a torque estimation model that defines the relationship between the characteristic value representing the gas flow and combustion state of the internal combustion engine and the indicated torque;
Parameter acquisition means for acquiring a parameter that contributes to the heat generation rate dQ / dθ, which is the rate of change of the calorific value Q in the cylinder with respect to the crank angle θ, according to operating conditions;
A heat generation rate calculating means for calculating a heat generation rate dQ / dθ under a desired operating condition using the parameters;
Illustrated torque estimating means for estimating the indicated torque from the torque estimation model using the heat generation rate dQ / dθ;
The power transmission mechanism test device according to claim 1, wherein:
複数の前記パラメータを含む関数であって、前記パラメータにより実際の熱発生率の特性を近似した関数を用いて前記熱発生率ｄＱ／ｄθを演算することを特徴とする請求項３記載の動力伝達機構の試験装置。 The heat generation rate calculating means includes
4. The power transmission according to claim 3, wherein the heat generation rate dQ / dθ is calculated using a function including a plurality of the parameters, the function approximating an actual heat generation rate characteristic based on the parameters. Mechanism testing equipment.
実機の内燃機関の筒内圧の実測値に基づいて、所定の運転条件毎に前記実際の熱発生率を取得する手段と、
前記所定の運転条件毎に、前記実際の熱発生率と前記関数の値が一致するように前記パラメータの値を決定し、前記運転条件と前記パラメータとの関係を規定した前記マップ又は前記近似式を作成するマップ作成手段と、
を更に有することを特徴とする請求項４記載の動力伝達機構の試験装置。 The simulator
Means for acquiring the actual heat generation rate for each predetermined operating condition based on an actual measured value of the in-cylinder pressure of the internal combustion engine of the actual machine;
For each of the predetermined operating conditions, the parameter value is determined so that the actual heat generation rate and the function value coincide with each other, and the map or the approximate expression that defines the relationship between the operating condition and the parameter A map creation means for creating
The apparatus for testing a power transmission mechanism according to claim 4, further comprising:
前記トルク推定モデルを用いて筒内圧を推定し、推定した筒内圧に基づいて前記図示トルクを推定することを特徴とする請求項２〜６のいずれかに記載の動力伝達機構の試験装置。 The indicated torque estimation means includes:
7. The power transmission mechanism testing device according to claim 2, wherein an in-cylinder pressure is estimated using the torque estimation model, and the indicated torque is estimated based on the estimated in-cylinder pressure.
前記図示トルク推定手段は、前記熱発生率ｄＱ／ｄθを前記熱発生演算モデルへ導入することで、前記図示トルクを推定することを特徴とする請求項２〜７のいずれかに記載の動力伝達機構の試験装置。 The torque estimation model includes an intake flow calculation model, an exhaust flow calculation model, and a heat generation calculation model,
The power transmission according to any one of claims 2 to 7, wherein the indicated torque estimation means estimates the indicated torque by introducing the heat generation rate dQ / dθ into the heat generation calculation model. Mechanism testing equipment.
内燃機関のフリクショントルクを推定する手段と、
前記図示トルクと前記フリクショントルクとの差分から駆動軸に出力される実トルクを算出する手段と、
を更に有することを特徴とする請求項２〜９のいずれかに記載の動力伝達機構の試験装置。 The simulator
Means for estimating the friction torque of the internal combustion engine;
Means for calculating an actual torque output to the drive shaft from a difference between the indicated torque and the friction torque;
The power transmission mechanism testing device according to claim 2, further comprising:
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