JP2008101626A - Pressure and temperature calculation device for internal combustion engine - Google Patents

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<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To accurately calculate pressure in an intake pipe of an internal combustion engine. <P>SOLUTION: A pressure and temperature calculation device calculates at least one of pressure and temperature in the intake pipe of the internal combustion engine by a numerical calculation using a relational expression materialized based on mass conservation law among quantity of air flowing into an intake passage 13 in a downstream of a throttle valve 18 through the throttle valve 18, quantity of exhaust gas flowing into the intake passage in the downstream of the throttle valve through an exhaust gas flow control valve 22, and quantity of gas flowing into a cylinder 5 of the internal combustion engine from the intake passage in the downstream of the throttle valve, and a relational expression materialized based on energy conservation law among energy quantity of air flowing into the intake passage 13 in the downstream of a throttle valve through the throttle valve, energy quantity of exhaust gas flowing into the intake passage in the downstream of the throttle valve through the exhaust gas flow control valve, and energy quantity of gas flowing into the cylinder of the internal combustion engine from the intake passage in the downstream of the throttle valve. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、内燃機関の圧力・温度算出装置に関する。   The present invention relates to a pressure / temperature calculation device for an internal combustion engine.

大気から内燃機関の吸気管に流入する空気と、この空気以外に吸気管に流入するガス（例えば、排気ガス）との間に成立する質量保存則やエネルギ保存則に基づいて、吸気管内の圧力を算出する方法が、特許文献１に開示されている。   The pressure in the intake pipe based on the law of conservation of mass and the law of conservation of energy established between the air flowing into the intake pipe of the internal combustion engine from the atmosphere and the gas (for example, exhaust gas) flowing into the intake pipe other than this air A method for calculating the value is disclosed in Patent Document 1.

特開２００２−１４７２７９号公報JP 2002-147279 A 特開２００１−４１０９５号公報JP 2001-41095 A

特許文献１全体から察するに、ここに開示されている方法は、空気以外に吸気管に流入するガスが吸気管全体に拡散することを前提として考案された方法であると考えられる。ところが、空気以外に吸気管に流入したガスは吸気管全体には拡散せずに、或る程度の分布を伴う。したがって、特許文献１に開示されている方法には、より正確に吸気管内の圧力を算出するためになされるべき改善の余地がある。   As can be seen from Patent Document 1 as a whole, the method disclosed herein is considered to be a method devised on the assumption that gas flowing into the intake pipe other than air diffuses throughout the intake pipe. However, gas that has flowed into the intake pipe other than air does not diffuse throughout the intake pipe, but has a certain distribution. Therefore, the method disclosed in Patent Document 1 has room for improvement to be made in order to calculate the pressure in the intake pipe more accurately.

本発明は、内燃機関の吸気管内の圧力を正確に算出することにある。   The present invention is to accurately calculate the pressure in the intake pipe of an internal combustion engine.

上記課題を解決するために１番目の発明によれば、排気通路をスロットル弁下流の吸気通路に排気ガス再循環通路を介して接続すると共に該排気ガス再循環通路内を流れる排気ガスの流量を制御する排気ガス流量制御弁を排気ガス再循環通路内に配置した内燃機関において、スロットル弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する空気の量と、排気ガス流量制御弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する排気ガスの量であって、スロットル弁下流の吸気通路内の圧力及び排気通路内の圧力に基づき算出される排気ガスの量と、スロットル弁下流の吸気通路から内燃機関の気筒内に流入するガスの量との間において質量保存則上成立する関係式と、スロットル弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する空気のエネルギ量と、排気ガス流量制御弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する排気ガスのエネルギ量であって、前記排気ガス流量制御弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する排気ガスの量と該排気ガスの温度とに基づき算出されるエネルギ量と、スロットル弁下流の吸気通路から内燃機関の気筒内に流入するガスのエネルギ量との間においてエネルギ保存則上成立する関係式とを用いた数値計算によって、スロットル弁下流の吸気通路内の圧力および温度の少なくとも一方を算出する圧力・温度算出装置が提供される。   In order to solve the above problem, according to the first invention, the exhaust passage is connected to the intake passage downstream of the throttle valve via the exhaust gas recirculation passage, and the flow rate of the exhaust gas flowing in the exhaust gas recirculation passage is controlled. In an internal combustion engine in which an exhaust gas flow control valve to be controlled is arranged in an exhaust gas recirculation passage, the amount of air passing through the throttle valve and flowing into the intake passage downstream of the throttle valve and the exhaust gas flow control valve The amount of exhaust gas flowing into the intake passage downstream of the throttle valve, the amount of exhaust gas calculated based on the pressure in the intake passage downstream of the throttle valve and the pressure in the exhaust passage, and the intake air downstream of the throttle valve The relational expression established under the law of conservation of mass between the amount of gas flowing into the cylinder of the internal combustion engine from the passage, and the air flowing through the throttle valve into the intake passage downstream of the throttle valve The amount of energy and the amount of energy of exhaust gas that passes through the exhaust gas flow control valve and flows into the intake passage downstream of the throttle valve, and passes through the exhaust gas flow control valve and enters the intake passage downstream of the throttle valve. The energy conservation law holds between the amount of energy calculated based on the amount of exhaust gas flowing in and the temperature of the exhaust gas, and the energy amount of gas flowing into the cylinder of the internal combustion engine from the intake passage downstream of the throttle valve. Thus, a pressure / temperature calculation device for calculating at least one of the pressure and temperature in the intake passage downstream of the throttle valve is provided by numerical calculation using the relational expression.

また、２番目の発明によれば１番目の発明において、上記排気ガス流量制御弁を通過する排気ガスの量が、定常運転時で且つ気筒内に流入する排気ガスの流量が零であるときに気筒内に流入する空気の流量と、定常運転時で且つ気筒内に流入する排気ガスの流量が零ではないときに気筒内に流入する空気の流量との差をスロットル下流の吸気通路内の圧力を変数として表した関数式から算出される。   According to the second invention, in the first invention, when the amount of exhaust gas passing through the exhaust gas flow rate control valve is in steady operation and the flow rate of exhaust gas flowing into the cylinder is zero. The difference between the flow rate of air flowing into the cylinder and the flow rate of air flowing into the cylinder during steady operation and when the flow rate of exhaust gas flowing into the cylinder is not zero is the pressure in the intake passage downstream of the throttle. Is calculated from a function expression expressing as a variable.

また、３番目の発明によれば１番目の発明において、上記排気ガス流量制御弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する排気ガスの温度が機関運転状態を表すパラメータを変数とするマップから算出される。   According to a third aspect, in the first aspect, a variable is a parameter in which the temperature of the exhaust gas that passes through the exhaust gas flow control valve and flows into the intake passage downstream of the throttle valve represents the engine operating state. Calculated from the map.

多数のセンサを用いる必要がないので、センサの数を少なくでき、したがって、製造コストを低減できる。また、多数のマップを用いる必要がないので、マップを作成する労力を低減できる。   Since it is not necessary to use a large number of sensors, the number of sensors can be reduced, and thus the manufacturing cost can be reduced. Further, since it is not necessary to use a large number of maps, it is possible to reduce the labor for creating the maps.

以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。   Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.

図１は本発明が適用される内燃機関の全体図である。以下で説明では、筒内噴射型火花点火式内燃機関を例にとって説明するが、本発明は別の火花点火式内燃機関や圧縮自着火式内燃機関に適用可能である。   FIG. 1 is an overall view of an internal combustion engine to which the present invention is applied. In the following description, a cylinder injection type spark ignition type internal combustion engine will be described as an example. However, the present invention can be applied to other spark ignition type internal combustion engines and compression self-ignition type internal combustion engines.

図１において、１は機関本体、２はシリンダブロック、３はピストン、４はシリンダヘッド、５は気筒（燃焼室）、６は吸気弁、７は吸気ポート、８は排気弁、９は排気ポート、１０は点火プラグ、１１は燃料噴射弁、１２はキャビティをそれぞれ示している。   In FIG. 1, 1 is an engine body, 2 is a cylinder block, 3 is a piston, 4 is a cylinder head, 5 is a cylinder (combustion chamber), 6 is an intake valve, 7 is an intake port, 8 is an exhaust valve, and 9 is an exhaust port. Reference numeral 10 denotes a spark plug, 11 denotes a fuel injection valve, and 12 denotes a cavity.

吸気ポート７は各気筒５毎に吸気枝管１３を介してサージタンク１４に連結される。サージタンク１４は上流側吸気管１５を介してエアクリーナ１６に連結される。上流側吸気管１５内には、ステップモータ１７によって駆動されるスロットル弁１８が配置される。   The intake port 7 is connected to the surge tank 14 via the intake branch pipe 13 for each cylinder 5. The surge tank 14 is connected to an air cleaner 16 via an upstream side intake pipe 15. A throttle valve 18 driven by a step motor 17 is disposed in the upstream side intake pipe 15.

一方、排気ポート９は排気管１９に連結される。排気管１９は排気浄化装置２０に連結される。   On the other hand, the exhaust port 9 is connected to an exhaust pipe 19. The exhaust pipe 19 is connected to the exhaust purification device 20.

排気管１９は、排気ガス再循環通路（以下、ＥＧＲ通路と称す）を介して吸気枝管１３に接続される。また、ＥＧＲ通路２１内には、ＥＧＲ通路２１内を流れる排気ガスの流量を制御するＥＧＲ制御弁２２が配置される。内燃機関の気筒５から排出された排気ガスは、このＥＧＲ通路２１を介して、再び、気筒内に導入される。本明細書では、このＥＧＲ通路２１を介して気筒内に再循環される排気ガスをＥＧＲガスとも称する。   The exhaust pipe 19 is connected to the intake branch pipe 13 via an exhaust gas recirculation passage (hereinafter referred to as an EGR passage). Further, an EGR control valve 22 that controls the flow rate of exhaust gas flowing through the EGR passage 21 is disposed in the EGR passage 21. Exhaust gas discharged from the cylinder 5 of the internal combustion engine is again introduced into the cylinder through the EGR passage 21. In the present specification, the exhaust gas recirculated into the cylinder through the EGR passage 21 is also referred to as EGR gas.

電子制御ユニット（ＥＣＵ）３１はディジタルコンピュータからなり、双方向性バス３２を介して相互に接続されたＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＲＯＭ（リードオンリメモリ）３４、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３５、入力ポート３６および出力ポート３７を具備する。   The electronic control unit (ECU) 31 comprises a digital computer, and is connected to each other via a bidirectional bus 32, a RAM (random access memory) 33, a ROM (read only memory) 34, a CPU (microprocessor) 35, an input. A port 36 and an output port 37 are provided.

吸気枝管１３には、当該吸気枝管１３内の圧力（以下、吸気管圧力と称す）を検出するための吸気管圧力センサ４０が取り付けられる。吸気管圧力センサ４０は、吸気管圧力に比例した出力電圧を発生し、この出力電圧は対応するＡＤ変換器３８を介して入力ポート３６に入力される。   An intake pipe pressure sensor 40 for detecting the pressure in the intake branch pipe 13 (hereinafter referred to as intake pipe pressure) is attached to the intake branch pipe 13. The intake pipe pressure sensor 40 generates an output voltage proportional to the intake pipe pressure, and this output voltage is input to the input port 36 via the corresponding AD converter 38.

また、内燃機関は、スロットル弁１８の開度を検出するためのスロットル開度センサ４３と、内燃機関周囲の大気の圧力、または、上流側吸気管１５に吸入される空気の圧力（吸気圧）を検出するための大気圧センサ４４と、内燃機関周囲の大気の温度、または、上流側吸気管１５に吸入される空気の温度（吸気温）を検出するための大気温センサ４５とを具備する。これらセンサ４４，４５は、それぞれ、大気圧および大気温度に比例した出力電圧を発生し、これら出力電圧は対応するＡＤ変換器３８を介して入力ポート３６に入力される。   The internal combustion engine also has a throttle opening sensor 43 for detecting the opening of the throttle valve 18, the atmospheric pressure around the internal combustion engine, or the pressure of the air taken into the upstream intake pipe 15 (intake pressure). And an atmospheric temperature sensor 45 for detecting the temperature of the atmosphere around the internal combustion engine or the temperature of the air taken into the upstream side intake pipe 15 (intake air temperature). . These sensors 44 and 45 generate output voltages proportional to the atmospheric pressure and the atmospheric temperature, respectively, and these output voltages are input to the input port 36 via the corresponding AD converters 38.

また、アクセルペダル４６には、アクセルペダル４６の踏込み量に比例した出力電圧を発生する負荷センサ４７が接続される。負荷センサ４７の出力電圧は、対応するＡＤ変換器３８を介して入力ポート３６に入力される。   A load sensor 47 that generates an output voltage proportional to the amount of depression of the accelerator pedal 46 is connected to the accelerator pedal 46. The output voltage of the load sensor 47 is input to the input port 36 via the corresponding AD converter 38.

また、内燃機関はクランク角センサ４８を具備する。クランク角センサ４８は、例えば、クランクシャフトが３０度回転する毎に出力パルスを発生し、この出力パルスが入力ポート３６に入力される。ＣＰＵ３５は、クランク角センサ４５の出力パルスから機関回転数を算出する。   The internal combustion engine includes a crank angle sensor 48. For example, the crank angle sensor 48 generates an output pulse every time the crankshaft rotates 30 degrees, and the output pulse is input to the input port 36. The CPU 35 calculates the engine speed from the output pulse of the crank angle sensor 45.

一方、出力ポート３７は対応する駆動回路３９を介して点火プラグ１０、燃料噴射弁１１、ステップモータ１７、および、ＥＧＲ制御弁２２に接続される。なお、ＥＧＲ制御弁２２の開度は、出力ポート３７からＥＧＲ制御弁２２へ送られたステップ信号に基づいてＥＣＵ３１において算出される。   On the other hand, the output port 37 is connected to the spark plug 10, the fuel injection valve 11, the step motor 17, and the EGR control valve 22 via a corresponding drive circuit 39. The opening degree of the EGR control valve 22 is calculated in the ECU 31 based on a step signal sent from the output port 37 to the EGR control valve 22.

ところで、燃料噴射弁１０から気筒５内に噴射すべき燃料の量（以下、単に、燃料噴射量と称す）は、気筒５内に充填された空気の量に基づいて、気筒５内の混合ガスの空燃比が目標空燃比となるように決定される。したがって、気筒５内の混合ガスの空燃比を正確に目標空燃比とするためには、気筒５内に充填された空気の量（以下、筒内充填空気量と称す）を正確に把握する必要がある。   By the way, the amount of fuel to be injected into the cylinder 5 from the fuel injection valve 10 (hereinafter simply referred to as fuel injection amount) is based on the amount of air charged in the cylinder 5 and the mixed gas in the cylinder 5. The air / fuel ratio is determined to be the target air / fuel ratio. Therefore, in order to accurately set the air-fuel ratio of the mixed gas in the cylinder 5 to the target air-fuel ratio, it is necessary to accurately grasp the amount of air charged in the cylinder 5 (hereinafter referred to as in-cylinder charged air amount). There is.

ここで、筒内充填空気量を推定する方法としては、スロットル弁１８を通過する空気の質量流量を検出するエアフローメータやその他のセンサを内燃機関に取り付けると共に、これらセンサの出力値を変数とする筒内充填空気量算出用のマップを予め用意しておき、センサの出力値とマップとから筒内充填空気量を推定する方法がある。   Here, as a method of estimating the cylinder air charge amount, an air flow meter for detecting the mass flow rate of air passing through the throttle valve 18 and other sensors are attached to the internal combustion engine, and the output values of these sensors are used as variables. There is a method of preparing a map for calculating the in-cylinder charged air amount in advance and estimating the in-cylinder charged air amount from the output value of the sensor and the map.

ところが、マップを利用して筒内充填空気量を推定する場合、筒内充填空気量を正確に推定するためには、マップの数やその引数を多くしなければならない。しかしながら、マップの数を多くすると、これらマップを記憶しておくＲＯＭ３４の記憶容量を大きくしなければならず、内燃機関のコストが高くなってしまう。   However, when estimating the in-cylinder charged air amount using a map, in order to accurately estimate the in-cylinder charged air amount, the number of maps and their arguments must be increased. However, if the number of maps is increased, the storage capacity of the ROM 34 for storing these maps must be increased, which increases the cost of the internal combustion engine.

さらに、マップを利用して筒内充填空気量を推定する場合、内燃機関の機種ごと、あるいは、同機種の内燃機関であっても個々の内燃機関ごとに、マップを作成しなければならないので、マップの作成労力が大きくなる。   Furthermore, when estimating the cylinder charge air amount using a map, it is necessary to create a map for each internal combustion engine model, or for each internal combustion engine even if it is the same model internal combustion engine, The map creation effort increases.

一方、筒内充填空気量をより正確に推定しようとして、マップの引数を多くすると、マップの作成労力が大幅に大きくなってしまう。   On the other hand, if the number of map arguments is increased in order to more accurately estimate the amount of air charged in the cylinder, the map creation labor is greatly increased.

そこで、マップの代わりに、モデルから導き出される式を利用した数値計算によって、筒内充填空気量を算出する方法が検討され、こうした方法が本願出願人によって既に出願されている（特願２００１−３１６３５０号）。   Therefore, a method for calculating the in-cylinder charged air amount by numerical calculation using an expression derived from a model instead of a map has been studied, and such a method has already been filed by the present applicant (Japanese Patent Application No. 2001-316350). issue).

この本願出願人によって既に出願されている方法は、気筒内に排気ガスが再循環されない内燃機関に適用される方法であるので、本実施形態のＥＧＲ装置付きの内燃機関にそのまま適用することはできないが、本実施形態に適用可能な後述する方法を理解する上で参考になると思われるので、まず、この本願出願人によって既に出願されている方法について説明する。   Since the method already filed by the applicant of the present application is a method applied to an internal combustion engine in which exhaust gas is not recirculated in the cylinder, it cannot be directly applied to the internal combustion engine with the EGR device of the present embodiment. However, since it will be helpful in understanding a method to be described later that can be applied to the present embodiment, a method already filed by the applicant will be described.

本願出願人によって既に出願されている方法は、図２に示したモデル（以下、筒内流入ガス量モデルと称す）から導き出される。   The method already filed by the applicant of the present application is derived from the model shown in FIG. 2 (hereinafter referred to as a cylinder inflow gas amount model).

図２に示した筒内流入ガス量モデルＭ２０は、スロットルモデルＭ２１と、吸気管モデルＭ２２と、吸気弁モデルＭ２３とからなる。   The cylinder inflow gas amount model M20 shown in FIG. 2 includes a throttle model M21, an intake pipe model M22, and an intake valve model M23.

スロットルモデルＭ２１には、スロットル開度センサ４３によって検出されたスロットル弁１８の開度（スロットル開度）θtと、大気圧センサ４５によって検出された大気圧Ｐaと、大気温センサ４４によって検出された大気温度Ｔaと、吸気管モデルＭ２２において算出される吸気枝管１３内の圧力（以下、吸気管圧力と称す）Ｐmとが入力され、当該モデルＭ２１において、これら入力されたパラメータから、単位時間当たりにスロットル弁１８を通過する空気の流量（以下、スロットル弁通過空気流量と称す）ｍtが算出される。 The throttle model M21, the opening degree (throttle opening) theta t of the throttle valve 18 detected by a throttle opening sensor 43, the atmospheric pressure P a, which is detected by the atmospheric pressure sensor 45, detected by the atmospheric temperature sensor 44 and the atmospheric temperature T a, which is the pressure in the intake tube 13 calculated in the intake pipe model M22 (hereinafter, the intake pipe referred to as pressure) and P m are inputted, in the model M21, from these input parameters , the flow rate of air passing through the throttle valve 18 per unit time (hereinafter referred to as the throttle valve passing air flow rate) m t is calculated.

また、吸気管モデルＭ２２には、上述したスロットルモデルＭ２１において算出されたスロットル弁通過空気流量ｍtと、吸気弁モデルＭ２３において算出される単位時間当たりに気筒５内に流入するガスの流量（以下、筒内流入ガス流量と称す）ｍcと、大気温度Ｔaとが入力され、当該モデルＭ２２において、これら入力されたパラメータから、吸気管圧力Ｐmと、吸気枝管１３内のガスの温度（以下、吸気管温度と称す）Ｔmとが算出される。 The intake pipe model M22, the throttle valve passage air flow rate m t calculated at the throttle model M21 as described above, the flow rate of the gas flowing into the cylinder 5 to the per unit time calculated at the intake valve model M23 (hereinafter , referred to as cylinder inflow gas flow rate) and m c, are input and the atmospheric temperature T a, in the model M22, from these input parameters, the intake pipe pressure P m, the temperature of the gas in the intake branch pipe 13 Tm (hereinafter referred to as intake pipe temperature) is calculated.

また、吸気弁モデルＭ２３には、上述した吸気管モデルＭ２２において算出された吸気管圧力Ｐmと、吸気管温度Ｔmと、大気温度Ｔaとが入力され、当該モデルＭ２３において、これら入力されたパラメータから、筒内流入ガス流量ｍcが算出される。 The intake valve model M23, the intake pipe pressure P m calculated at the intake pipe model M22 described above, the intake pipe temperature T m, is input and the atmospheric temperature T a, in the model M23, are those input The in-cylinder inflow gas flow rate mc is calculated from the obtained parameters.

そして、この方法では、後述するように、筒内流入ガス流量ｍcを利用して気筒５内に流入したガスの量（以下、筒内充填ガス量と称す）Ｍcが算出される。 Then, in this method, as described later, the amount of gas flowing by utilizing the cylinder inflow gas flow rate m c into the cylinder 5 (hereinafter, referred to as in-cylinder charged gas amount) M c is calculated.

図２から分かるように、筒内流入ガス量モデルＭ２０では、各モデルにおいて算出されるパラメータ値が別のモデルに入力されるパラメータ値として利用されるので、筒内流入ガス量モデルＭ２０に実際に入力されるパラメータ値は、スロットル開度θt、大気圧Ｐa、および、大気温度Ｔaの３つのパラメータのみである。すなわち、この方法によれば、３つのパラメータから筒内充填ガス量Ｍcが算出されると言える。 As can be seen from FIG. 2, in the in-cylinder inflow gas amount model M20, the parameter value calculated in each model is used as a parameter value input to another model. parameter value is input, the throttle opening theta t, the atmospheric pressure P a, and is only three parameters of the atmospheric temperature T a. That is, according to this method, it can be said that the in-cylinder charged gas amount Mc is calculated from the three parameters.

次に、各モデルＭ２１〜Ｍ２３について詳細に説明する。   Next, each of the models M21 to M23 will be described in detail.

スロットルモデルＭ２１では、大気圧Ｐaと大気温度Ｔaと吸気管圧力Ｐmとスロットル開度θtとを次式（１）に入力し、この式を解くことによって、スロットル弁通過空気流量ｍtが算出される。 In the throttle model M21, enter the atmospheric pressure P a and the atmospheric temperature T a and the intake pipe pressure P m and the throttle opening theta t in equation (1), by solving this equation, the throttle valve passage air flow rate m t is calculated.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

式（１）において、μtはスロットル弁における流量係数であり、スロットル開度θtの関数であって、図３に示したマップから定まる。また、Ａtはスロットル弁の開口断面積であり、スロットル開度θtの関数であって、図４に示したマップから定まる。なお、これら流量係数μtおよび開口断面積Ａtをまとめたμt・Ａtをスロットル開度θtの関数で１つのマップから求めるようにしてもよい。また、Ｒは気体定数に関する定数であり、いわゆる気体定数Ｒ*を１モル当たりの空気の質量Ｍaで除算した値である（Ｒ＝Ｒ*／Ｍa）
また、Φ（Ｐm／Ｐa）は、次式（２）に示したように、Ｐm／Ｐaを変数とする関数である。 In the equation (1), μ t is a flow coefficient in the throttle valve, is a function of the throttle opening θ t , and is determined from the map shown in FIG. Also, A t is the cross-sectional area of the opening of the throttle valve, a function of the throttle opening theta t, determined from the map shown in FIG. It may be determined from a single map these flow coefficient mu t and the opening cross-sectional area A t summarizes mu t · A t as a function of the throttle opening theta t. Further, R is a constant related to a gas constant is a value obtained by dividing the mass M a of air per 1 mole of the so-called gas constant R * (R = R * / M a)
Further, Φ (P m / P a ) is a function having P m / P a as a variable, as shown in the following equation (2).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

式（２）において、κは比熱比であり、この方法では、一定値としている。   In the equation (2), κ is a specific heat ratio, and is a constant value in this method.

なお、関数Φ（Ｐm／Ｐa）とＰm／Ｐaとの間には、図５に示したような関係がある。そこで、式（２）の代わりに、Ｐm／Ｐaを変数とする関数Φ（Ｐm／Ｐa）算出用のマップをＲＯＭ３４に予め記憶しておき、Ｐm／Ｐaとこのマップとから関数Φ（Ｐm／Ｐa）の値を算出するようにしてもよい。 Note that there is a relationship as shown in FIG. 5 between the function Φ (P m / P a ) and P m / P a . Therefore, instead of the equation (2), a map for calculating a function Φ (P m / P a ) having P m / P a as a variable is stored in the ROM 34 in advance, and P m / P a and this map From the above, the value of the function Φ (P m / P a ) may be calculated.

なお、これら式（１）および（２）は、スロットル弁１８上流の空気の圧力を大気圧Ｐaとし、スロットル弁１８上流の空気の温度を大気温度Ｔaとし、スロットル弁１８を通過した空気の圧力を吸気管圧力Ｐmとして、スロットル弁１８に関し、図６に示したようなモデルを基礎として、スロットル弁１８上流の空気とスロットル弁１８を通過した空気との間において質量保存則、エネルギ保存則、および、運動量保存則上成立する関係式、ならびに、気体の状態方程式、比熱比の定義式（κ＝Ｃｐ／Ｃｖ）、および、マイヤーの関係式（Ｃｐ＝Ｃｖ＋Ｒ*）を利用して導き出される。ここで、Ｃｐは定圧比熱であり、Ｃｖは定量比熱であり、Ｒ*はいわゆる気体定数である。 Note that these equations (1) and (2), the air pressure of the throttle valve 18 upstream of the air and the atmospheric pressure P a, the temperature of the throttle valve 18 upstream of the air and the atmospheric temperature T a, passes through the throttle valve 18 6 is the intake pipe pressure P m , and the throttle valve 18 is based on the model as shown in FIG. 6, the law of conservation of mass, energy between the air upstream of the throttle valve 18 and the air that has passed through the throttle valve 18. Using the conservation equation and the relational expression established in the momentum conservation law, the equation of state of gas, the specific expression of the specific heat ratio (κ = Cp / Cv), and the Meyer's relational expression (Cp = Cv + R * ) Derived. Here, Cp is a constant pressure specific heat, Cv is a quantitative specific heat, and R * is a so-called gas constant.

次に、吸気管モデルＭ２２について説明する。吸気管モデルＭ２２では、スロットル弁通過空気流量ｍtと筒内流入ガス流量ｍcと大気温度Ｔaとを次式（３）および（４）に入力し、これら式を解くことによって、吸気管圧力Ｐmおよび吸気管温度Ｔmが算出される。 Next, the intake pipe model M22 will be described. In the intake pipe model M22, by inputs the throttle valve passage air flow rate m t and the cylinder inflow gas flow rate m c and the atmospheric temperature T a to the following equation (3) and (4), solving these equations, the intake pipe The pressure P m and the intake pipe temperature T m are calculated.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

式（３）および（４）において、Ｖはスロットル弁１８から吸気弁６までの吸気管１５、サージタンク１４、吸気枝管１３、および、吸気ポート７（以下、これらまとめて、吸気管部分と称す）のトータルの容積であり、通常、一定値である。   In equations (3) and (4), V is the intake pipe 15 from the throttle valve 18 to the intake valve 6, the surge tank 14, the intake branch pipe 13, and the intake port 7 (hereinafter collectively referred to as the intake pipe portion and Generally), and is a constant value.

なお、これら式（３）および（４）は、吸気管部分に関し、図７に示したようなモデルを基礎にして、吸気管部分に流入する空気と吸気管部分から流出して気筒内に流入する空気との間において質量保存則、および、エネルギ保存則上成立する関係式から導き出される。   These equations (3) and (4) are related to the intake pipe portion, and the air flowing into the intake pipe portion and the air flowing out from the intake pipe portion and flowing into the cylinder are based on the model shown in FIG. It is derived from the relational expression that holds in the law of conservation of mass and the law of conservation of energy.

詳細には、吸気管部分内のトータルの空気量をＭとすると、このトータルの空気量Ｍの時間的変化は、吸気管部分に流入する空気の流量（すなわち、スロットル弁通過空気流量）ｍtと吸気管部分から流出して気筒内に流入する空気の流量（すなわち、筒内流入ガス流量）ｍcとの差に等しいことから、質量保存則上、次式（５）が成立する。 Specifically, if the total air amount in the intake pipe portion is M, the temporal change in the total air amount M is the flow rate of air flowing into the intake pipe portion (that is, the throttle valve passage air flow rate) m t. and the flow rate of air flowing into the outflow to the cylinder from the intake pipe portion (i.e., the cylinder inflow gas flow rate) to be equal to the difference between m c, the mass conservation law, the following equation (5) is satisfied.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

そして、この式（５）と、気体の状態方程式（Ｐm・Ｖ＝Ｍ・Ｒ*・Ｔm）とから、上記式（３）が導き出される。 Then, the equation (3) is derived from the equation (5) and the gas equation of state ( Pm · V = M · R * · T m ).

また、吸気管部分内の空気のエネルギ量Ｍ・Ｃｖ・Ｔmの時間的変化量は、吸気管部分に流入する空気のエネルギ量と吸気管部分から流出して気筒内に流入する空気のエネルギ量との差に等しいことから、吸気管部分に流入する空気の温度を大気温度Ｔaとし、吸気管部分から流出して気筒内に流入する空気の温度を吸気管温度Ｔmとすると、エネルギ保存則上、次式（６）が成立する。 Further, the temporal variation amount of energy M · Cv · T m of the air in the intake pipe portion, the energy of the air entering the outlet to the cylinder from the energy amount and the intake pipe of the air flowing into the intake pipe portion since equal to the difference between the amount and the temperature of the air flowing into the intake pipe portion and the atmospheric temperature T a, the temperature of the air flowing into the cylinder flows out from the intake pipe portion and the intake pipe temperature T m, the energy The following equation (6) is established on the conservation law.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

そして、この式（６）と、上述した気体の状態方程式とから、上記式（４）が導き出される。   Then, the equation (4) is derived from the equation (6) and the above-described gas state equation.

次に、吸気弁モデルＭ２３について説明する。吸気弁モデルＭ２３では、吸気管圧力Ｐmと吸気管温度Ｔmと大気温度Ｔaとを次式（７）に入力し、この式を解くことによって、筒内流入ガス流量ｍcが算出される。 Next, the intake valve model M23 will be described. In the intake valve model M23, the intake pipe pressure P m and the intake pipe temperature T m and the atmospheric temperature T a is input to the following equation (7), by solving this equation, the cylinder inflow gas flow rate m c is calculated The

Figure 2008101626
Figure 2008101626

式（７）において、ａおよびｂは、機関回転数ＮＥを変数として求まる値である。また、内燃機関において、吸気弁６の開弁タイミングまたは閉弁タイミングに相当するバルブタイミング、および、開弁時間に相当する作用角の少なくとも一方が変更可能となっている場合には、式（７）において、ａおよびｂは、機関回転数ＮＥとバルブタイミングまたは位相角またはこれら両方とを変数として求まる値である。   In Expression (7), a and b are values obtained using the engine speed NE as a variable. In the internal combustion engine, when at least one of the valve timing corresponding to the valve opening timing or the valve closing timing of the intake valve 6 and the operating angle corresponding to the valve opening time can be changed, the equation (7) ), A and b are values obtained by using the engine speed NE and the valve timing and / or the phase angle as variables.

別の云い方をすれば、式（７）において、ａは比例係数であり、ｂは排気弁８の閉弁時に気筒５内に残存していたガスの量を表す値である。   In other words, in Equation (7), a is a proportional coefficient, and b is a value representing the amount of gas remaining in the cylinder 5 when the exhaust valve 8 is closed.

また、式（７）においては、機関運転状態が変化しているとき、すなわち、過渡運転時には、吸気管温度Ｔmが大きく変化することがあるので、この吸気管温度Ｔmの変化を補償するための補正係数として、理論および経験則から導かれたＴa／Ｔmが用いられている。 In the formula (7), when the engine operating condition has changed, i.e., at the time of transient operation, since the intake pipe temperature T m may change significantly, to compensate for changes in the intake pipe temperature T m as a correction coefficient for, it is used T a / T m derived from theory and empirical rules.

なお、式（７）は、吸気弁６に関し、図８に示したようなモデルを基礎にして、筒内流入ガス流量ｍcを以下で詳細に説明するように吸気管圧力Ｐmに比例するとみなし、そして、理論および経験則から導き出される。 Note that equation (7) relates to the intake valve 6, and the basis of the model as shown in FIG. 8, to be proportional to the cylinder inflow gas flow rate m c to the intake pipe pressure P m as described in detail below Deemed and derived from theory and empirical rules.

すなわち、筒内充填ガス量Ｍcは、吸気弁６の閉弁時に確定し且つ吸気弁６の閉弁時の気筒５内の圧力に比例する。ここで、吸気弁６の閉弁時の気筒５内の圧力は、吸気弁６上流の空気の圧力（すなわち、吸気管圧力）Ｐmに等しいとみなせるので、筒内充填ガス量Ｍcは吸気管圧力Ｐmに比例すると近似できる。 That is, the in-cylinder charged gas amount M c is proportional to the pressure in the cylinder 5 at the time of closing of the valve closing finalized and the intake valve during 6 of the intake valve 6. Here, since the pressure in the cylinder 5 when the intake valve 6 is closed can be regarded as being equal to the pressure of the air upstream of the intake valve 6 (ie, the intake pipe pressure) P m , the cylinder charge gas amount Mc is the intake air. It can be approximated to be proportional to the tube pressure P m .

一方、筒内充填ガス量Ｍcは、吸気弁６の開弁期間中において気筒５内に流入する空気の流量（筒内流入ガス流量）ｍcを、吸気弁６の開弁期間に亘って時間積分することによって求まる。すなわち、筒内充填ガス量Ｍcと筒内流入ガス流量ｍcとの間には、筒内流入ガス流量ｍcの時間積分値が筒内充填ガス量Ｍcであるという関係がある。 On the other hand, the in-cylinder charged gas amount M c is the air flow rate (cylinder inflow gas flow rate) m c flowing into the cylinder 5 during the valve opening period of the intake valve 6 over the valve opening period of the intake valve 6. It is obtained by time integration. Namely, relationship that is between the in-cylinder charged gas amount M c and the cylinder inflow gas flow rate m c, the time integral value of the cylinder inflow gas flow rate m c is cylinder charged gas amount M c.

このように、筒内充填ガス量Ｍcが吸気管圧力Ｐmに比例し、且つ、筒内充填ガス量Ｍcと筒内流入ガス流量ｍcとの間に、筒内流入ガス流量ｍcの時間積分値が筒内充填ガス量Ｍcであるという関係があることから、筒内流入ガス流量ｍcも吸気管圧力Ｐmに比例するとみなせる。 Thus, in-cylinder charged gas amount M c is proportional to the intake pipe pressure P m, and, between the in-cylinder charged gas amount M c and the cylinder inflow gas flow rate m c, the cylinder inflow gas flow rate m c It can be regarded as the time integral value of from that there is a relationship that a cylinder charged gas amount M c, also inflow gas flow rate m c-cylinder proportional to the intake pipe pressure P m.

したがって、この方法では、筒内流入ガス流量ｍcが吸気管圧力Ｐmに比例するとみなし、理論および経験則とから、式（７）が導き出されるのである。 Therefore, in this method, it is assumed that the in-cylinder inflow gas flow rate mc is proportional to the intake pipe pressure P m , and Equation (7) is derived from theory and empirical rules.

なお、式（７）によって算出される筒内流入ガス流量ｍcは、単位時間当たりに吸気管部分から流出する空気の流量の平均値であるので、筒内流入ガス流量ｍcに、内燃機関の１サイクルにかかる時間を気筒数で割った時間をかけることによって、各気筒５における筒内充填ガス量Ｍcが算出される。 Incidentally, the cylinder inflow gas flow rate m c calculated by Equation (7) are the average value of the flow rate of air flowing out from the intake pipe portion per unit time, the cylinder inflow gas flow rate m c, the internal combustion engine by applying a time divided by the number of cylinders of the time required for one cycle, the in-cylinder charged gas amount M c in each cylinder 5 is calculated.

次に、このことについて、４つの気筒を備えた内燃機関を例にとって、図９を参照して説明する。   Next, this will be described with reference to FIG. 9, taking an internal combustion engine having four cylinders as an example.

図９では、横軸がクランク角度であり、縦軸が単位時間当たりに吸気管部分から気筒５に流入する空気の量である。また、図９に示した例では、吸気行程が第１気筒♯１、第３気筒♯３、第４気筒♯４、第２気筒♯２の順で行われる。このように吸気行程が行われると、吸気管部分から各気筒５に流入する空気の流量は、図９において破線で示したように変化し、その結果、吸気管部分から流出する空気の流量は、図９において実線で示したように変化することになる。   In FIG. 9, the horizontal axis is the crank angle, and the vertical axis is the amount of air flowing from the intake pipe portion into the cylinder 5 per unit time. In the example shown in FIG. 9, the intake stroke is performed in the order of the first cylinder # 1, the third cylinder # 3, the fourth cylinder # 4, and the second cylinder # 2. When the intake stroke is performed in this way, the flow rate of air flowing into each cylinder 5 from the intake pipe portion changes as indicated by the broken line in FIG. 9, and as a result, the flow rate of air flowing out from the intake pipe portion is 9 will change as indicated by the solid line in FIG.

そして、吸気管部分から流出する空気の流量（図９の実線）の平均値が筒内流入ガス流量ｍcであり、図９では、破線で示されている。したがって、各気筒５における筒内充填ガス量Ｍcは、筒内流入ガス流量ｍc（図９の破線）に、内燃機関の１サイクルにかかる時間（図９に示した例では、クランクシャフトが７２０°回転するのにかかる時間）を気筒数（図９に示した例では、４つ）で割った時間、すなわち、図９に示した例では、クランクシャフトが１８０°回転するのにかかる時間をかけることによって算出されるのである。そして、斯くして算出された各気筒５における筒内充填ガス量Ｍcは、例えば、図９の斜線に一致することになる。 The average value of the flow rate of air flowing out from the intake pipe portion (solid line in FIG. 9) is the in-cylinder inflow gas flow rate mc , and is indicated by a broken line in FIG. Therefore, the cylinder charge gas amount M c in each cylinder 5 is equal to the cylinder inflow gas flow rate m c (broken line in FIG. 9) and the time taken for one cycle of the internal combustion engine (in the example shown in FIG. 9, the crankshaft is Time taken to rotate 720 °) divided by the number of cylinders (four in the example shown in FIG. 9), that is, time taken for the crankshaft to rotate 180 ° in the example shown in FIG. It is calculated by applying. Then, the cylinder charged gas amount M c in each cylinder 5 calculated by Thus, for example, will correspond to the hatched in FIG.

次に、上述した筒内流入ガス量モデルＭ２０を内燃機関に実装したときの筒内充填ガス量Ｍcの算出方法について説明する。 Next, a method of calculating the cylinder charged gas amount M c when the cylinder inflow gas amount model M20 described above is mounted on an internal combustion engine.

筒内充填ガス量Ｍcは、筒内流入ガス量モデルＭ２０の各モデルの式（１）〜（４）および（７）から求められるが、これら５つの式は、内燃機関に実装されるときには、ＥＣＵ３１で処理可能なように離散化される。すなわち、時刻をtとし、計算間隔（計算周期）をΔｔとすると、これら５つの式は、次式（８）〜（１２）に離散化される。 The in-cylinder charged gas amount Mc is obtained from the equations (1) to (4) and (7) of each model of the in-cylinder inflow gas amount model M20. These five equations are used when mounted on an internal combustion engine. , It is discretized so that it can be processed by the ECU 31. That is, assuming that the time is t and the calculation interval (calculation period) is Δt, these five expressions are discretized into the following expressions (8) to (12).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

このように離散化されて内燃機関に実装された筒内流入ガス量モデルＭ２０によれば、スロットルモデルＭ２１において算出される時刻ｔにおけるスロットル弁通過空気流量ｍt（ｔ）と、吸気弁モデルＭ２３において算出される時刻ｔにおける筒内流入ガス流量ｍc（ｔ）と、時刻ｔにおける吸気管温度Ｔm（ｔ）とを吸気管モデルＭ２２の式（１０）および（１１）に入力し、これら式（１０）および（１１）を解くことによって、時刻（ｔ＋Δｔ）における吸気管圧力Ｐm（ｔ＋Δｔ）および吸気管温度Ｔm（ｔ＋Δｔ）が算出される。 According to the in-cylinder inflow gas amount model M20 discretized and mounted in the internal combustion engine, the throttle valve passing air flow rate m t (t) at time t calculated in the throttle model M21 and the intake valve model M23 The in-cylinder inflow gas flow rate m c (t) at time t and the intake pipe temperature T m (t) calculated at time t are input to the equations (10) and (11) of the intake pipe model M22. By solving Expressions (10) and (11), the intake pipe pressure P m (t + Δt) and the intake pipe temperature T m (t + Δt) at time (t + Δt) are calculated.

そして、吸気管モデルＭ２２において算出された吸気管圧力Ｐm（ｔ＋Δｔ）と時刻ｔにおけるスロットル開度θt（ｔ）とをスロットルモデルＭ２１の式（８）および（９）に入力し、これら式を解くことによって、時刻（ｔ＋Δｔ）におけるスロットル弁通過空気流量ｍt（ｔ＋Δｔ）が算出される。 Then, the intake pipe pressure P m (t + Δt) calculated in the intake pipe model M22 and the throttle opening θ t (t) at the time t are input to the equations (8) and (9) of the throttle model M21. Is calculated, the throttle valve passing air flow rate m t (t + Δt) at time (t + Δt) is calculated.

さらに、吸気管モデルＭ２２において算出された吸気管圧力Ｐm（ｔ＋Δｔ）および吸気管温度Ｔm（ｔ＋Δｔ）を吸気弁モデルＭ２３の式（１２）に入力し、この式を解くことによって、時刻（ｔ＋Δｔ）における筒内流入ガス流量ｍc（ｔ＋Δｔ）が算出される。 Further, the intake pipe pressure P m (t + Δt) and the intake pipe temperature T m (t + Δt) calculated in the intake pipe model M22 are input to the expression (12) of the intake valve model M23, and the time ( A cylinder inflow gas flow rate m c (t + Δt) at t + Δt) is calculated.

こうした計算を繰り返すことによって、任意の時刻における筒内流入ガス流量ｍcが算出される。そして、こうして算出された筒内流入ガス流量ｍcに、上述したように、１サイクルにかかる時間を気筒数で割った時間をかけることによって、任意の時刻における各気筒の筒内充填ガス量Ｍcが算出される。 By repeating such calculations, the cylinder inflow gas flow rate m c at any time is calculated. Then, the in-cylinder inflow gas flow rate m c thus calculated is multiplied by the time obtained by dividing the time taken for one cycle by the number of cylinders as described above, thereby obtaining the in-cylinder charged gas amount M of each cylinder at an arbitrary time. c is calculated.

なお、内燃機関の始動時、すなわち、時刻ｔ＝０においては、吸気管圧力Ｐmは大気圧Ｐaと等しい（Ｐm（０）＝Ｐa）とされ、一方、吸気管温度Ｔmは大気温度Ｔaと等しい（Ｔm（０）＝Ｔa）とされ、各モデルＭ２１〜Ｍ２３における計算が開始される。 Incidentally, when the internal combustion engine is started, i.e., at time t = 0, the intake pipe pressure P m is equal to the atmospheric pressure P a (P m (0) = P a), whereas, the intake pipe temperature T m It is set equal to the atmospheric temperature T a (T m (0) = T a ), and calculation in each of the models M21 to M23 is started.

また、上述した筒内流入ガス量モデルＭ２０において使用される大気圧Ｐaおよび大気温度Ｔaとして、当該モデルＭ２０の計算が開始されたときの大気圧および大気温度を常に用いてもよいし、時刻tにおける大気圧Ｐa（ｔ）および大気温度Ｔa（ｔ）を用いてもよい。 Further, as the atmospheric pressure P a and the atmospheric temperature T a is used in the cylinder inflow gas amount model M20 as described above, to always be using an atmospheric pressure and the atmospheric temperature when the calculation of the model M20 is started, Atmospheric pressure P a (t) and atmospheric temperature T a (t) at time t may be used.

次に、図１に示したＥＧＲ装置付の内燃機関に適用可能な筒内流入ガス量モデルについて説明する。   Next, a cylinder inflow gas amount model applicable to the internal combustion engine with the EGR device shown in FIG. 1 will be described.

気筒内に流入するガス中の空気（新気）の流量を筒内流入新気流量ｍc-airと称すると、筒内流入新気流量ｍc-airは、次式（１３）から求まる。 When referred to the flow rate of the cylinder inflow fresh air flow rate m c-air air in the gas flowing into the cylinder (fresh air), the cylinder inflow fresh air flow rate m c-air is found from the following equation (13).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

式（１３）において、ｍcは気筒内に流入するガスの流量である筒内流入ガス流量であり、ｍc-egrは気筒内に流入するガス中の排気ガスの流量である筒内流入ＥＧＲガス流量である。 In Expression (13), m c is a cylinder inflow gas flow rate that is a flow rate of gas flowing into the cylinder, and m c-egr is a cylinder inflow EGR that is a flow rate of exhaust gas in the gas flowing into the cylinder. The gas flow rate.

ここで、定常運転時である場合（例えば、スロットル開度、ＥＧＲ開度、機関回転数などがほぼ一定に維持されている場合）、ＥＧＲ制御弁２２を通過する排気ガスの流量（以下、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量と称す）ｍegrと、筒内流入ＥＧＲガス流量ｍc-egrとは等しい（ｍc-egr＝ｍegr）。 Here, when the engine is in steady operation (for example, when the throttle opening, EGR opening, engine speed, etc. are maintained substantially constant), the flow rate of exhaust gas passing through the EGR control valve 22 (hereinafter referred to as EGR). M egr ( referred to as control valve passage gas flow rate) and in-cylinder inflow EGR gas flow rate m c-egr are equal ( mc-egr = m egr ).

このため、式（１３）は、次式（１４）に書き直せる。   For this reason, Formula (13) can be rewritten to following Formula (14).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

したがって、筒内流入ガス流量ｍcとＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrとが求まれば、筒内流入新気流量ｍc-airが求まり、したがって、吸気弁６の閉弁時に気筒５内に充填されている空気（新気）の量である筒内充填新気量Ｍc-airが求まる。 Therefore, Motomare and the cylinder inflow gas flow rate m c and the EGR control valve passage gas flow rate m egr, Motomari is the cylinder inflow fresh air flow rate m c-air, therefore, the cylinder 5 at the time of closing of the intake valves 6 An in-cylinder charged fresh air amount Mc-air, which is the amount of air (fresh air) filled, is obtained.

そこで、第１実施形態では、筒内流入ガス流量ｍcを算出するための筒内流入ガス量モデルとして、図１０に示したモデルＭ１０を用いる。 Therefore, in the first embodiment, as the cylinder inflow gas amount model for calculating the cylinder inflow gas flow rate m c, using a model M10 shown in FIG. 10.

図１０に示した筒内流入ガス量モデルＭ１０は、スロットルモデルＭ１１と、吸気管モデルＭ１２と、吸気弁モデルＭ１３と、ＥＧＲ制御弁モデルＭ１５とからなる。   The cylinder inflow gas amount model M10 shown in FIG. 10 includes a throttle model M11, an intake pipe model M12, an intake valve model M13, and an EGR control valve model M15.

スロットルモデルＭ１１は、図２に示したスロットルモデルＭ２１と同じモデルであり、吸気弁モデルＭ１３も、図２に示した吸気弁モデルＭ２３と同じモデルであるので、詳細な説明は省略するが、簡単に説明すると、スロットルモデルＭ１１では、スロットル開度θtと大気圧Ｐaと大気温度Ｔaと吸気管圧力Ｐmとを式（１）に入力し、この式を解くことによって、スロットル弁通過空気流量ｍtが算出され、吸気弁モデルＭ１３では、大気温度Ｔaと吸気管圧力Ｐmと吸気管温度Ｔmとを式（７）に入力し、この式を解くことによって、筒内流入ガス流量ｍcが算出される。 The throttle model M11 is the same model as the throttle model M21 shown in FIG. 2, and the intake valve model M13 is also the same model as the intake valve model M23 shown in FIG. to describe in, in the throttle model M11, and inputs the throttle opening theta t and the atmospheric pressure P a and the atmospheric temperature T a and the intake pipe pressure P m in the formula (1), by solving this equation, it passes the throttle valve calculated air flow rate m t is the intake valve model M13, inputs the atmospheric temperature T a and the intake pipe pressure P m and the intake pipe temperature T m in the formula (7), by solving this equation, the cylinder inflow A gas flow rate mc is calculated.

吸気管モデルＭ１２には、スロットルモデルＭ１１において算出されたスロットル弁通過空気流量ｍtと、吸気弁モデルＭ１３において算出された筒内流入ガス流量ｍcと、大気温度Ｔaと、ＥＧＲ制御弁モデルＭ１５において算出される単位時間当たりにＥＧＲ制御弁２２を通過する排気ガスの流量（以下、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量と称す）ｍegrとが入力され、当該モデルＭ１２において、これら入力されたパラメータから吸気管圧力Ｐmおよび吸気管温度Ｔmが算出される。 The intake pipe model M12, the throttle valve passage air flow rate m t calculated at the throttle model M11, the cylinder inflow gas flow rate m c calculated at the intake valve model M13, the atmospheric temperature T a, EGR control valve model A flow rate of exhaust gas passing through the EGR control valve 22 per unit time calculated in M15 (hereinafter referred to as an EGR control valve passage gas flow rate) m egr is input, and in the model M12, from these input parameters The intake pipe pressure P m and the intake pipe temperature T m are calculated.

また、ＥＧＲ制御弁モデルＭ１５には、ＥＧＲ開度θeと大気圧Ｐaと大気温度Ｔaと吸気管モデルＭ１２において算出された吸気管圧力Ｐmと排気温度Ｔeとが入力され、当該モデルＭ１５において、これら入力されたパラメータから、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが算出される。 Further, the EGR control valve model M15 is an EGR opening degree theta e and the atmospheric pressure P a and the atmospheric temperature T a and the intake pipe pressure P m calculated at the intake pipe model M12 and the exhaust temperature T e is input, the In the model M15, the EGR control valve passage gas flow rate m egr is calculated from these input parameters.

図１０から分かるように、筒内流入ガス量モデルＭ１０では、各モデルにおいて算出されるパラメータ値が別のモデルに入力されるパラメータ値として利用されるので、筒内流入ガス量モデルＭ１０に実際に入力されるパラメータ値は、スロットル開度θt、ＥＧＲ開度θe、大気圧Ｐa、および、大気温度Ｔaの４つのパラメータのみである。すなわち、本実施形態によれば、これら４つのパラメータから筒内充填ガス量Ｍcが算出されると言える。 As can be seen from FIG. 10, in the in-cylinder inflow gas amount model M10, the parameter value calculated in each model is used as a parameter value input to another model. parameter value is input, the throttle opening theta t, EGR opening degree theta e, the atmospheric pressure P a, and is only four parameters of the atmospheric temperature T a. That is, according to this embodiment, it can be said that the cylinder charge gas amount Mc is calculated from these four parameters.

次に、吸気管モデルＭ１２およびＥＧＲ制御弁モデルＭ１５について詳細に説明する。   Next, the intake pipe model M12 and the EGR control valve model M15 will be described in detail.

吸気管モデルＭ１２では、スロットル弁通過空気流量ｍtと筒内流入ガス流量ｍcと大気温度ＴaとＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrと排気温度Ｔeとを次式（１５）および（１６）に入力し、これら式を解くことによって、吸気管圧力Ｐmおよび吸気管温度Ｔmが算出される。 In the intake pipe model M12, the throttle valve passage air flow rate m t and the cylinder inflow gas flow rate m c and the atmospheric temperature T a and the EGR control valve passage gas flow rate m egr by the following equation and an exhaust temperature T e (15) and (16 ) And solving these equations, the intake pipe pressure P m and the intake pipe temperature T m are calculated.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

式（１５）および（１６）においても、Ｖはスロットル弁１８から吸気弁６までの吸気管部分の容積であり、通常、一定値である。   Also in the equations (15) and (16), V is the volume of the intake pipe portion from the throttle valve 18 to the intake valve 6 and is usually a constant value.

なお、上述した吸気管モデルＭ２２に関して説明したのと同様に、これら式（１５）および（１６）は、吸気管部分に関し、図１１に示したようなモデルを基礎にして、吸気管部分に流入する空気と、吸気管部分に流入する排気ガスと、吸気管部分から流出して気筒内に流入するガスとの間において質量保存則、および、エネルギ保存則上成立する関係式から導き出される。   As described above with respect to the intake pipe model M22, these equations (15) and (16) relate to the intake pipe portion and flow into the intake pipe portion based on the model shown in FIG. It is derived from a relational expression that is established based on the law of conservation of mass and the law of conservation of energy among the air that flows, the exhaust gas that flows into the intake pipe portion, and the gas that flows out of the intake pipe portion and flows into the cylinder.

また、ＥＧＲ制御弁モデルＭ１５では、ＥＧＲ開度θeと吸気管圧力Ｐmと排気圧Ｐeと排気温度Ｔeとを次式（１７）に入力することによって、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが算出される。 Further, the EGR control valve model M15, by inputting the EGR opening theta e and the intake pipe pressure P m and the exhaust pressure P e and the exhaust temperature T e in the following equation (17), the EGR control valve passage gas flow rate m egr is calculated.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

式（１７）において、μeはＥＧＲ制御弁２２における流量係数であって、ＥＧＲ開度θeの関数である。また、ＡeはＥＧＲ制御弁２２の開口断面積であって、ＥＧＲ開度θeの関数である。また、Ｒは気体定数に関する定数であり、いわゆる気体定数Ｒ*を１モル当たりの排気ガスの質量Ｍeで除算した値である（Ｒe＝Ｒ*／Ｍe）。 In Expression (17), μ e is a flow coefficient in the EGR control valve 22 and is a function of the EGR opening degree θ e . A e is the opening cross-sectional area of the EGR control valve 22 and is a function of the EGR opening degree θ e . Further, R is a constant related to a gas constant is a value obtained by dividing the mass M e of the exhaust gas per 1 mol of a so-called gas constant R * (R e = R * / M e).

また、ＰeはＥＧＲ制御弁２２上流の排気ガスの圧力であり、ＴeはＥＧＲ制御弁２２上流の排気ガスの温度である。 Further, Pe is the pressure of the exhaust gas upstream of the EGR control valve 22, and Te is the temperature of the exhaust gas upstream of the EGR control valve 22.

また、Φ（Ｐm／Ｐe）は、次式（１８）に示したように、Ｐm／Ｐeを変数とする関数である。 Further, Φ (P m / P e ) is a function having P m / P e as a variable, as shown in the following equation (18).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

この式（１８）は、式（２）の変数Ｐm／Ｐaを変数Ｐm／Ｐeに置き換えたものである。したがって、κは比熱比であり、本実施形態では、一定値である。 This equation (18) is obtained by replacing the variable P m / P a in the equation (2) with the variable P m / P e . Therefore, κ is a specific heat ratio, and is a constant value in this embodiment.

また、関数Φ（Ｐm／Ｐe）とＰm／Ｐeとの間にも、図５に示したような関係がある。そこで、式（１８）の代わりに、Ｐm／Ｐeを変数とする関数Φ（Ｐm／Ｐe）算出用のマップをＲＯＭ３４に予め記憶しておき、Ｐm／Ｐeとこのマップとから関数Φ（Ｐm／Ｐe）の値を算出するようにしてもよい。 Also, there is a relationship as shown in FIG. 5 between the function Φ (P m / P e ) and P m / P e . Therefore, instead of the equation (18), a map for calculating the function Φ (P m / P e ) with P m / P e as a variable is stored in the ROM 34 in advance, and P m / P e and this map From the above, the value of the function Φ (P m / P e ) may be calculated.

なお、これら式（１７）および（１８）は、ＥＧＲ制御弁２２上流の排気ガスの圧力を排気圧Ｐeとし、ＥＧＲ制御弁２２上流の排気ガスの温度を排気温度Ｔeとし、ＥＧＲ制御弁２２を通過した排気ガスの圧力を吸気管圧力Ｐmとして、ＥＧＲ制御弁に関し、図１２に示したようなモデルを基礎にして、ＥＧＲ制御弁２２上流の排気ガスとＥＧＲ制御弁２２を通過した排気ガスとの間において質量保存則、エネルギ保存則、および、運動量保存則上成立する関係式、ならびに、気体の状態方程式、比熱比の定義式、および、マイヤーの関係式を利用して導き出される。 Note that these equations (17) and (18), the pressure of the EGR control valve 22 upstream of the exhaust gas and the exhaust pressure P e, the temperature of the EGR control valve 22 upstream of the exhaust gas and the exhaust temperature T e, the EGR control valve as an intake pipe pressure P m and the pressure of the exhaust gas passing through the 22 relates EGR control valve, in the basic model shown in FIG. 12, has passed through the EGR control valve 22 upstream of the exhaust gas and the EGR control valve 22 It is derived by using the relational expression that is established with respect to the exhaust gas in terms of the law of conservation of mass, the law of conservation of energy, and the law of conservation of momentum, as well as the equation of state of gas, the definition of specific heat ratio, and the Meyer's relational expression. .

すなわち、これら式（１７）および（１８）を導出する上での基本的な考え方は、スロットル弁通過空気流量を算出するための式（１）および（２）を導出する上での考え方と同様である。   That is, the basic idea for deriving these equations (17) and (18) is the same as the idea for deriving equations (1) and (2) for calculating the throttle valve passage air flow rate. It is.

このように、本実施形態によれば、排気圧Ｐeと排気温度Ｔeと吸気管圧力ＰmとＥＧＲ開度θeとを計算式に入力し、数値計算することによって、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量が算出され、したがって、このときに利用されるマップの数が少なくなるので、マップの作成労力を大幅に低減できる。 Thus, according to this embodiment, by the high pressure P e and the exhaust temperature T e and the intake pipe pressure P m and the EGR opening theta e entered in the formula and numerical calculation, EGR control valve passage Since the gas flow rate is calculated and therefore the number of maps used at this time is reduced, the map creation effort can be greatly reduced.

次に、筒内流入ガス量モデルＭ１０を内燃機関に実装したときの筒内充填新気量Ｍc-airの算出方法について説明する。 Next, a method for calculating the in - cylinder charged fresh air amount Mc-air when the in-cylinder inflow gas amount model M10 is mounted on the internal combustion engine will be described.

筒内充填新気量Ｍc-airは、筒内流入ガス量モデルＭ１０の各モデルの式（１）（２）（７）および（１５）〜（１８）から求められるが、これら７つの式は、内燃機関に実装されるときには、ＥＣＵ３１で処理可能なように離散化される。すなわち、時刻をｔとし、計算間隔（計算周期）をΔｔとすると、式（１）（２）および（７）は、それぞれ、上記式（８）（９）および（１２）に離散化される。 The in-cylinder charged fresh air amount Mc-air is obtained from the equations (1), (2), (7), and (15) to (18) of each model of the in-cylinder inflow gas amount model M10. Is mounted so that it can be processed by the ECU 31 when mounted on an internal combustion engine. That is, when time is t and calculation interval (calculation cycle) is Δt, equations (1), (2), and (7) are discretized into equations (8), (9), and (12), respectively. .

また、式（１５）〜（１８）は、それぞれ、次式（１９）〜（２２）に離散化される。   Moreover, Formula (15)-(18) is discretized by following Formula (19)-(22), respectively.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

また、排気圧Ｐeおよび排気温度Ｔeを算出するための式も次式（２３）および（２４）のように離散化される。これら式に関する詳細は後述する。 Further, equations for calculating the exhaust pressure Pe and the exhaust temperature Te are also discretized as the following equations (23) and (24). Details regarding these equations will be described later.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

このように離散化されて内燃機関に実装された筒内流入ガス量モデルＭ１０によれば、スロットルモデルＭ１１において算出される時刻ｔにおけるスロットル弁通過空気流量ｍt（ｔ）と、ＥＧＲ制御弁モデルＭ１５において算出される時刻ｔにおけるＥＧＲ制御弁通過ガス量ｍegr（ｔ）と、吸気弁モデルＭ１３において算出される時刻ｔにおける筒内流入ガス流量ｍc（ｔ）と、時刻tにおける排気温度Ｔe（ｔ）とを吸気管モデルＭ１２の式（１９）および（２０）に入力し、これら式を解くことによって、時刻（ｔ＋Δｔ）における吸気管圧力Ｐm（ｔ＋Δｔ）および吸気管温度Ｔm（ｔ＋Δｔ）が算出される。 According to the cylinder inflow gas amount model M10 discretized and mounted in the internal combustion engine in this way, the throttle valve passing air flow rate m t (t) at the time t calculated in the throttle model M11 and the EGR control valve model EGR control valve passage gas amount m egr (t) at time t calculated in M15, in-cylinder inflow gas flow rate m c (t) at time t calculated in intake valve model M13, and exhaust temperature T at time t e (t) is input to the equations (19) and (20) of the intake pipe model M12, and by solving these expressions, the intake pipe pressure P m (t + Δt) and the intake pipe temperature T m (at time (t + Δt)) t + Δt) is calculated.

そして、吸気管モデルＭ１２において算出された時刻（ｔ＋Δｔ）における吸気管圧力Ｐm（ｔ＋Δｔ）と、同じく時刻（ｔ＋Δｔ）におけるスロットル開度θt（ｔ＋Δｔ）とをスロットルモデルＭ１１の式（８）および（９）に入力し、これら式を解くことによって、時刻（ｔ＋Δｔ）におけるスロットル弁通過空気流量ｍt（ｔ＋Δｔ）が算出される。 Then, the intake pipe pressure P m (t + Δt) at the time (t + Δt) calculated in the intake pipe model M12 and the throttle opening θ t (t + Δt) at the same time (t + Δt) are expressed by the equation (8) of the throttle model M11 and By inputting into (9) and solving these equations, the throttle valve passing air flow rate m t (t + Δt) at time (t + Δt) is calculated.

さらに、吸気管モデルＭ１２において算出された時刻（ｔ＋Δｔ）における吸気管圧力Ｐm（ｔ＋Δｔ）および吸気管温度Ｔm（ｔ＋Δｔ）を吸気弁モデルＭ１３の式（１２）に入力し、この式を解くことによって、時刻（ｔ＋Δｔ）における筒内流入ガス流量ｍc（ｔ＋Δｔ）が算出される。 Further, the intake pipe pressure P m (t + Δt) and the intake pipe temperature T m (t + Δt) at time (t + Δt) calculated in the intake pipe model M12 are input to the expression (12) of the intake valve model M13, and this expression is solved. Thus, the in-cylinder inflow gas flow rate m c (t + Δt) at the time (t + Δt) is calculated.

そして、吸気管モデルＭ１２において算出された時刻（ｔ＋Δｔ）における筒内流入ガス流量ｍc（ｔ＋Δｔ）と、前回のルーチンにおいてＥＧＲ制御弁モデルＭ１５において算出された時刻ｔにおけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegr（ｔ）とを式（１４）に入力し、この式を解くことによって、時刻（ｔ＋Δｔ）における筒内流入新気流量ｍc-air（ｔ＋Δｔ）が算出される。 The cylinder inflow gas flow rate m c (t + Δt) at time (t + Δt) calculated in the intake pipe model M12 and the EGR control valve passage gas flow rate m at time t calculated in the EGR control valve model M15 in the previous routine. By entering egr (t) into equation (14) and solving this equation, the cylinder inflow fresh air flow rate mc-air (t + Δt) at time (t + Δt) is calculated.

そして、吸気管モデルＭ１２において算出された時刻（ｔ＋Δｔ）における吸気管圧力Ｐm（ｔ＋Δｔ）と、同じく時刻（ｔ＋Δｔ）における排気圧Ｐe（ｔ＋Δｔ）と、同じく時刻（ｔ＋Δｔ）におけるＥＧＲ開度θe（ｔ＋Δｔ）とをＥＧＲ制御弁モデルＭ１５の式（２１）および（２２）に入力し、これら式を解くことによって、時刻（ｔ＋Δｔ）におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegr（ｔ＋Δｔ）が算出される。 Then, the intake pipe pressure P m (t + Δt) at the time (t + Δt) calculated in the intake pipe model M12, the exhaust pressure Pe (t + Δt) at the same time (t + Δt), and the EGR opening θ at the same time (t + Δt). e (t + Δt) is input to equations (21) and (22) of the EGR control valve model M15, and by solving these equations, the EGR control valve passage gas flow rate m egr (t + Δt) at time (t + Δt) is calculated. The

また、時刻（ｔ＋Δｔ）における機関負荷率ＫＬ（ｔ＋Δｔ）と、同じく時刻（ｔ＋Δｔ）における機関回転数ＮＥとを式（２３）に入力し、この式を解くことによって、時刻（ｔ＋Δｔ）における排気圧Ｐe（ｔ＋Δｔ）が算出される。 Further, the engine load factor KL (t + Δt) at time (t + Δt) and the engine speed NE at the same time (t + Δt) are input to equation (23), and the exhaust pressure at time (t + Δt) is solved by solving this equation. P e (t + Δt) is calculated.

また、時刻ｔにおけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegr（ｔ）と、時刻（ｔ＋Δｔ）における機関回転数ＮＥ（ｔ＋Δｔ）とを式（２４）に入力し、この式を解くことによって、時刻（ｔ＋Δｔ）における排気温度Ｔe（ｔ＋Δｔ）が算出される。 Further, the EGR control valve passage gas flow rate m egr (t) at time t and the engine speed NE (t + Δt) at time (t + Δt) are input to equation (24), and by solving this equation, time (t + Δt) ) At the exhaust temperature T e (t + Δt).

こうして算出されたｍc（ｔ＋Δｔ）、ｍegr（ｔ＋Δｔ）、ｍt（ｔ＋Δｔ）は、再び、吸気管モデルＭ１２の式（１９）および（２０）に入力される。 The thus calculated m c (t + Δt), m egr (t + Δt), and m t (t + Δt) are input again to the equations (19) and (20) of the intake pipe model M12.

こうした計算を繰り返すことによって、任意に時刻における筒内流入新気流量ｍc-airが算出される。そして、こうして算出された筒内流入新気流量ｍc-airに、上述したように、１サイクルにかかる時間を気筒数で割った時間をかけることによって、任意の時刻における各気筒の筒内充填新気量Ｍc-airが算出される。 By repeating such calculation, the in-cylinder fresh air flow rate mc-air at the time is arbitrarily calculated. Then, the in-cylinder inflow fresh air flow rate mc-air calculated in this way is multiplied by the time obtained by dividing the time taken for one cycle by the number of cylinders as described above, so that the in-cylinder filling of each cylinder at an arbitrary time is performed. A fresh air amount Mc -air is calculated.

なお、内燃機関の始動時、すなわち、時刻ｔ＝０においては、吸気管圧力Ｐmは大気圧Ｐaと等しい（Ｐm（０）＝Ｐa）とされ、吸気管温度Ｔmおよび排気温度Ｔeは大気温度Ｔaと等しい（Ｔm（０）＝Ｔa、Ｔe（０）＝Ｔa）とされ、各モデルＭ１１〜Ｍ１３における計算が開始される。 Incidentally, when the internal combustion engine is started, i.e., at time t = 0, the intake pipe pressure P m is equal to the atmospheric pressure P a (P m (0) = P a), the intake pipe temperature T m and exhaust temperature T e is equal to the atmospheric temperature T a (T m (0) = T a, T e (0) = T a), is calculated for each model M11~M13 is started.

また、上述した筒内流入ガス量モデルＭ１０において使用される大気圧Ｐaおよび大気温度Ｔaとして、当該モデルＭ１０の計算が開始されたときの大気圧および大気温度を常に用いてもよいし、時刻ｔにおける大気圧Ｐa（ｔ）および大気温度Ｔa（ｔ）を用いてもよい。 Further, as the atmospheric pressure P a and the atmospheric temperature T a is used in the cylinder inflow gas amount model M10 as described above, to always be using an atmospheric pressure and the atmospheric temperature when the calculation of the model M10 is started, Atmospheric pressure P a (t) and atmospheric temperature T a (t) at time t may be used.

また、本実施形態では、排気圧Ｐe、排気温度Ｔe、吸気管圧力Ｐm、および、ＥＧＲ開度θeの４つのパラメータを利用する式（１７）から、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが算出されるが、これら４つのパラメータを利用するが式（１７）とは異なる式から、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを求めてもよいし、あるいは、これら４つのパラメータを引数としたマップから、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを求めてもよい。 Further, in the present embodiment, the exhaust pressure P e, the exhaust temperature T e, the intake pipe pressure P m, and, from equation (17) utilizing the four parameters of the EGR opening degree theta e, EGR control valve passage gas flow rate m egr is calculated, but these four parameters are used, but the EGR control valve passage gas flow rate m egr may be obtained from an equation different from equation (17), or these four parameters are used as arguments. The EGR control valve passage gas flow rate m egr may be obtained from the map.

また、本実施形態によれば、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量が精度良く算出されるので、このＥＧＲ制御弁通過ガス流量に基づいて算出される筒内充填新気量も精度高く算出され、したがって、空燃比を目標空燃比とするための燃料噴射量が精度良く算出される。   Further, according to this embodiment, since the EGR control valve passage gas flow rate is calculated with high accuracy, the in-cylinder charged fresh air amount calculated based on the EGR control valve passage gas flow rate is also calculated with high accuracy. The fuel injection amount for making the air-fuel ratio the target air-fuel ratio is calculated with high accuracy.

さらに、本実施形態に従って算出されるＥＧＲ制御弁通過ガス流量を利用して、ＥＧＲ制御弁通過ガス量が目標値になるように、ＥＧＲ開度をフィードバック制御するようにしてもよい。   Furthermore, the EGR opening degree may be feedback-controlled using the EGR control valve passage gas flow rate calculated according to the present embodiment so that the EGR control valve passage gas amount becomes the target value.

次に、排気圧を算出するための式（２３）の導出方法について説明する。   Next, a method for deriving Equation (23) for calculating the exhaust pressure will be described.

機関負荷率（％）とは、気筒の最大容積を標準状態において占めるガスの量（ｇ）に対して実際に気筒に充填された空気の量（ｇ）の比であり、次式（２５）から求まる。   The engine load factor (%) is the ratio of the amount of gas (g) actually charged in the cylinder to the amount of gas (g) that occupies the maximum volume of the cylinder in the standard state. Obtained from

Figure 2008101626
Figure 2008101626

式（２５）において、Ｍc-airは吸気弁が閉弁したときに各気筒内に充填されている新気の量である筒内充填新気量（ｇ）であり、ＤＳＰは内燃機関の排気量（リットル）であり、ＮＣＹＬは気筒数であり、ρastdは標準状態（１気圧、２５℃）における空気の密度（約１．２ｇ／リットル）である。 In Expression (25), Mc-air is the in - cylinder charged fresh air amount (g) that is the amount of fresh air that is filled in each cylinder when the intake valve is closed, and DSP is the amount of fresh air in the internal combustion engine. It is the displacement (liter), NCYL is the number of cylinders, and ρ astd is the air density (about 1.2 g / liter) in the standard state (1 atm, 25 ° C.).

機関負荷率ＫＬと機関回転数ＮＥと排気圧Ｐeとの関係を示した図１３を参照すると、機関負荷率ＫＬが大きくなると排気圧Ｐeが高くなり、機関回転数ＮＥが高くなると排気圧Ｐeが高くなることが分かる。そして、排気圧Ｐeは、主に、これら機関負荷率ＫＬと機関回転数ＮＥとに大きく依存しているので、これら機関負荷率ＫＬと機関回転数ＮＥとから求まる排気圧の精度は比較的高い。 Referring to Figure 13 showing the relationship between the engine load factor KL and the engine speed NE and the exhaust pressure P e, the higher the the exhaust pressure P e engine load factor KL increases, the exhaust pressure engine speed NE increases P e is made it can be seen that high. Then, the exhaust pressure P e is primarily because highly dependent on the these engine load factor KL and the engine speed NE, the accuracy of the exhaust pressure obtained from these engine load factor KL and the engine speed NE is relatively high.

したがって、排気圧Ｐeは、式（２３）のように、機関負荷率ＫＬと機関回転数ＮＥとを変数とした関数ｆ1（ＫＬ、ＮＥ）で表せる。第１実施形態では、この関数ｆ1（ＫＬ、ＮＥ）を機関負荷率ＫＬと機関回転数ＮＥとを変数としてマップの形で予めＲＯＭ３４に記憶しておき、機関負荷率ＫＬと機関回転数ＮＥとこのマップとから排気圧Ｐeを算出する。 Therefore, the exhaust pressure P e, as in equation (23) can be expressed by a function f 1 that the engine load factor KL and the engine speed NE as variables (KL, NE). In the first embodiment, this function f 1 (KL, NE) is stored in advance in the ROM 34 in the form of a map with the engine load factor KL and the engine speed NE as variables, and the engine load factor KL and the engine speed NE are stored. And the exhaust pressure Pe is calculated from this map.

これによれば、排気圧を検出するためのセンサを内燃機関に設ける必要がないので、内燃機関のコストを抑えつつ、排気圧を精度良く検出することができ、引いては、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを精度良く算出することができる。 According to this, since it is not necessary to provide a sensor for detecting the exhaust pressure in the internal combustion engine, it is possible to accurately detect the exhaust pressure while suppressing the cost of the internal combustion engine, and in turn, it passes through the EGR control valve. The gas flow rate m egr can be calculated with high accuracy.

また、ＥＧＲ装置付きの内燃機関において、センサを用いずに、マップを用いて排気圧を検出する場合、通常、機関回転数、燃料噴射量、燃料点火時期、ＥＧＲ率（気筒内に充填されたガス量（ｇ）に対する排気ガスの量（ｇ）の割合）といった多くのパラメータを引数としたマップを用いなければならなかった。ところが、本実施形態のように、機関負荷率をパラメータとすることによって、機関負荷率と機関回転数とを引数としたマップを用いればよいので、本実施形態によれば、マップの作成労力を削減できる。   Also, in an internal combustion engine with an EGR device, when detecting exhaust pressure using a map without using a sensor, the engine speed, fuel injection amount, fuel ignition timing, EGR rate (filled in the cylinder) A map having as arguments a number of parameters such as the ratio of the amount of exhaust gas (g) to the amount of gas (g)) had to be used. However, since the engine load factor and the engine speed can be used as parameters by using the engine load factor as a parameter as in this embodiment, the map creation effort can be reduced according to this embodiment. Can be reduced.

もちろん、内燃機関のコストアップを問題としないのであれば、センサを用いて排気圧を検出するようにしてもよい。   Of course, if there is no problem with increasing the cost of the internal combustion engine, the exhaust pressure may be detected using a sensor.

また、上述した関数ｆ1から排気圧を算出する場合において、変数として、機関回転数ＮＥの代わりに、筒内充填新気流量ｍc-airを用いてもよい。 Further, in the case of calculating the exhaust pressure from the function f 1 described above, the cylinder charge fresh air flow rate mc-air may be used as a variable instead of the engine speed NE.

次に、排気温度Ｔeを算出するための式（２４）の導出方法について説明する。 Next, a method of deriving the equation for calculating the exhaust temperature T e (24).

ＥＧＲ通路２１に新たに流入する排気ガスによってもたらされる熱量を入力熱量と称し、ＥＧＲ通路２１から大気に放出される熱量を放熱量と称すると、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが多くなると、すなわち、ＥＧＲ通路２１に流入する排気ガスの量が多くなると、放熱量よりも入力熱量のほうが多くなる。したがって、ＥＧＲ制御弁通路ガス流量ｍegrが多くなると、排気温度は高くなる。 When the amount of heat generated by the exhaust gas newly flowing into the EGR passage 21 is referred to as input heat amount, and the amount of heat released from the EGR passage 21 to the atmosphere is referred to as heat release amount, the EGR control valve passage gas flow rate m egr increases. When the amount of exhaust gas flowing into the EGR passage 21 increases, the amount of input heat becomes larger than the amount of heat released. Therefore, the exhaust gas temperature increases as the EGR control valve passage gas flow rate m egr increases.

また、機関回転数が高くなると、気筒から排出される排気ガスの温度自体が高くなる。   Further, when the engine speed increases, the temperature of the exhaust gas discharged from the cylinder itself increases.

すなわち、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrと機関回転数ＮＥと排気温度Ｔeとの関係は、図１４に示したようになる。 In other words, the relationship between the EGR control valve passage gas flow rate m egr and the engine speed NE and the exhaust temperature T e is as shown in FIG. 14.

そして、排気温度Ｔeは、主に、これらＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrと機関回転数ＮＥとに大きく依存しているので、これらＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrと機関回転数ＮＥとから求まる排気温度の精度は比較的高い。 Then, the exhaust temperature T e is mainly because it largely depends on the these EGR control valve passage gas flow rate m egr and the engine speed NE, these EGR control valve passage gas flow rate m egr and the engine speed NE The accuracy of the exhaust temperature required is relatively high.

したがって、排気温度Ｔeは、式（２４）のように、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrと機関回転数ＮＥとを変数とした関数ｆ2（ｍegr、ＮＥ）で表せる。第１実施形態では、この関数ｆ2（ｍegr、ＮＥ）をＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrと機関回転数ＮＥとを変数としてマップの形で予めＲＯＭ３４に記憶しておき、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrと機関回転数ＮＥとこのマップとから排気温度Ｔeを算出する。 Therefore, the exhaust temperature T e, as in equation (24), expressed by the EGR control valve passage gas flow rate m egr and the engine speed function has a NE as a variable f 2 (m egr, NE). In the first embodiment, this function f 2 (m egr , NE) is stored in advance in the ROM 34 in the form of a map using the EGR control valve passage gas flow rate m egr and the engine speed NE as variables, and passed through the EGR control valve. The exhaust gas temperature Te is calculated from the gas flow rate m egr , the engine speed NE, and this map.

これによれば、排気温度を検出するためのセンサを内燃機関に設ける必要がないので、内燃機関のコストを抑えつつ、排気温度を精度良く検出することができ、引いては、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを精度良く算出することができる。 According to this, since it is not necessary to provide a sensor for detecting the exhaust gas temperature in the internal combustion engine, it is possible to detect the exhaust gas temperature accurately while suppressing the cost of the internal combustion engine. The gas flow rate m egr can be calculated with high accuracy.

もちろん、内燃機関のコストアップを問題にしないのであれば、センサを用いて排気温度を検出するようにしてもよい。   Of course, if the increase in the cost of the internal combustion engine is not a problem, the exhaust temperature may be detected using a sensor.

また、上述したように、気筒から排出される排気ガスの温度は、機関回転数ＮＥに応じて変化するので、機関回転数ＮＥを引数とした一次元マップから排気ガスの温度を求めることができる。   Further, as described above, since the temperature of the exhaust gas discharged from the cylinder changes according to the engine speed NE, the temperature of the exhaust gas can be obtained from a one-dimensional map using the engine speed NE as an argument. .

しかしながら、ＥＧＲ制御弁モデルＭ１５においてＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを算出する場合、排気温度Ｔeとして、気筒から排出される排気ガスの温度を用いるよりも、ＥＧＲ制御弁２２上流の排気ガスの温度を用いたほうが、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを精度良く算出することができる。 However, when calculating the EGR control valve passage gas flow rate m egr at the EGR control valve model M15, the exhaust temperature T e, rather than using the temperature of the exhaust gas discharged from the cylinders, the EGR control valve 22 upstream of the exhaust gas The EGR control valve passage gas flow rate m egr can be calculated more accurately by using the temperature.

本実施形態によれば、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを算出するのに用いられる排気温度Ｔeとして、ＥＧＲ制御弁２２上流の排気ガスの温度を用いることになるので、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを精度良く算出することができる。 According to this embodiment, as the exhaust temperature T e used to calculate the EGR control valve passage gas flow rate m egr, it means using a temperature of the EGR control valve 22 upstream of the exhaust gas, the EGR control valve passage gas The flow rate m egr can be calculated with high accuracy.

また、上述した関数ｆ2から排気温度を算出する場合において、変数として、機関回転数ＮＥの代わりに、筒内充填新気流量ｍc-airを用いてもよい。 In addition, when calculating the exhaust gas temperature from the function f 2 described above, the in-cylinder charged fresh air flow rate mc-air may be used as a variable instead of the engine speed NE.

ところで、上述した実施形態では、定常運転時であることを前提にし、したがって、吸気管部分に流入する排気ガスの流量（以下、流入排気ガス分流量と称す）がＥＧＲ制御弁通過ガス流量に等しく、気筒内に流入する排気ガスの流量（以下、筒内流入排気ガス流量と称す）もＥＧＲ制御弁通過ガス流量に等しいとしている。   By the way, in the above-described embodiment, it is assumed that it is in steady operation, and therefore the flow rate of exhaust gas flowing into the intake pipe portion (hereinafter referred to as inflowing exhaust gas partial flow rate) is equal to the EGR control valve passage gas flow rate. The flow rate of exhaust gas flowing into the cylinder (hereinafter referred to as in-cylinder inflow exhaust gas flow rate) is also assumed to be equal to the EGR control valve passage gas flow rate.

しかしながら、過渡運転時において、例えば、ＥＧＲ開度が変わり、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量が変わると、流入排気ガス分流量および筒内流入排気ガス流量は、一時的に、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量とは等しくなくなる。すなわち、これら流入排気ガス分流量および筒内流入排気ガス流量は、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量の変化に追従するものの、遅れて変化する。   However, during transient operation, for example, when the EGR opening changes and the EGR control valve passage gas flow rate changes, the inflow exhaust gas partial flow rate and the cylinder inflow exhaust gas flow rate are temporarily set to the EGR control valve passage gas flow rate. Are not equal. That is, these inflow exhaust gas partial flow rate and in-cylinder inflow exhaust gas flow rate follow the change in the EGR control valve passage gas flow rate but change with a delay.

したがって、過渡運転時において、上述した実施形態において算出される各パラメータ値の精度を高く維持するためには、流入排気ガス分流量や筒内流入排気ガス流量がＥＧＲ制御弁通過ガス流量の変化に遅れて変化することを考慮する必要がある。   Therefore, in order to maintain high accuracy of the parameter values calculated in the above-described embodiment during the transient operation, the inflow exhaust gas partial flow rate and the inflow exhaust gas flow rate in the cylinder change in the flow rate of the EGR control valve passage gas. It is necessary to consider that it changes late.

ＥＧＲ制御弁通過ガス流量が変わったときの流入排気ガス分流量を考察してみると、図１５に示したように、流入排気ガス分流量ｍegr-egrは、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが変わってから一定の時間Ｔｄが経過するまでは変化せず、この一定の時間Ｔｄが経過してから一次遅れを伴いつつＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrに向かって変化する。 Considering the inflow exhaust gas partial flow rate when the EGR control valve passage gas flow rate changes, as shown in FIG. 15, the inflow exhaust gas partial flow rate m egr-egr is equal to the EGR control valve passage gas flow rate m egr. It does not change until a certain time Td elapses after the change, and changes toward the EGR control valve passage gas flow rate m egr with a primary delay after the certain time Td elapses.

ここで、一定の時間Ｔｄは、ＥＧＲ制御弁２２を通過した排気ガスが吸気管部分に到達するまでに要する時間であり、ＥＧＲ制御弁２２を通過した排気ガスの流速が速いほど、したがって、吸気管圧力が低いほど、したがって、機関回転数が大きいほど、短くなる。すなわち、一定の時間（以下、無駄時間と称す）Ｔｄは、図１６（Ａ）に示したように、機関回転数の関数である。   Here, the fixed time Td is a time required for the exhaust gas that has passed through the EGR control valve 22 to reach the intake pipe portion, and the higher the flow rate of the exhaust gas that has passed through the EGR control valve 22, the more the intake air accordingly. The lower the tube pressure, and hence the shorter the engine speed, the shorter. That is, the fixed time (hereinafter referred to as dead time) Td is a function of the engine speed as shown in FIG.

一方、一次遅れの時定数τは、ＥＧＲ制御弁２２を通過した排気ガスの拡散のし易さを代表しており、ＥＧＲ制御弁２２を通過した排気ガスの流速が速いほど、したがって、吸気管圧力が低いほど、したがって、機関回転数が大きいほど、小さくなる。すなわち、時定数τも、図１６（Ｂ）に示したように、機関回転数の関数である。   On the other hand, the time constant τ of the first-order lag represents the ease of diffusion of the exhaust gas that has passed through the EGR control valve 22, and the higher the flow rate of the exhaust gas that has passed through the EGR control valve 22, the higher the intake pipe. The lower the pressure, the smaller the engine speed. That is, the time constant τ is also a function of the engine speed as shown in FIG.

そこで、本実施形態では、無駄時間Ｔｄ１を図１６（Ａ）に示したようなマップの形で予めＲＯＭ３４に記憶しておき、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量が変化したときには、機関回転数ＮＥに基づいて無駄時間Ｔｄ１を算出し、この無駄時間Ｔｄ１が経過してから流入排気ガス分流量がＥＧＲ制御弁通過ガス流量に向かって変化を開始するものとして、流入排気ガス分流量を算出する。   Therefore, in the present embodiment, the dead time Td1 is stored in advance in the ROM 34 in the form of a map as shown in FIG. 16A, and when the EGR control valve passage gas flow rate changes, it is based on the engine speed NE. The dead time Td1 is calculated, and the inflow exhaust gas partial flow rate is calculated on the assumption that the inflow exhaust gas partial flow rate starts to change toward the EGR control valve passage gas flow rate after the dead time Td1 has elapsed.

そして、本実施形態では、時定数τ１を図１６（Ｂ）に示したようなマップの形で予めＲＯＭ３４に記憶しておき、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量が変化したときには、機関回転数ＮＥに基づいて時定数τ１を算出し、無駄時間Ｔｄ１が経過してからこの時定数τ１でもってＥＧＲ制御弁通過ガス流量に向かって流入排気ガス分流量が変化するものとして、流入排気ガス分流量を算出する。   In this embodiment, the time constant τ1 is stored in advance in the ROM 34 in the form of a map as shown in FIG. 16B, and when the EGR control valve passage gas flow rate changes, the time constant τ1 is based on the engine speed NE. The time constant τ1 is calculated, and the inflowing exhaust gas partial flow rate is calculated on the assumption that the inflowing exhaust gas partial flow rate changes toward the EGR control valve passage gas flow rate with the time constant τ1 after the dead time Td1 elapses. .

こうした流入排気ガス分流量に関する無駄時間および一次遅れの考え方は、筒内流入排気ガス流量に関しても同様に当てはまる。   The concept of dead time and first-order lag concerning the inflowing exhaust gas partial flow rate is similarly applied to the inflowing exhaust gas flow rate in the cylinder.

すなわち、筒内流入排気ガス流量に関する無駄時間Ｔｄ２を図１７（Ａ）に示したようなマップの形で予めＲＯＭ３４に記憶しておき、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量が変化したときには、機関回転数ＮＥに基づいて無駄時間Ｔｄ２を算出し、この無駄時間Ｔｄ２が経過してから筒内流入排気ガス流量がＥＧＲ制御弁通過ガス流量に向かって変化を開始するものとして、筒内流入排気ガス流量を算出する。   That is, the dead time Td2 relating to the in-cylinder inflow exhaust gas flow rate is previously stored in the ROM 34 in the form of a map as shown in FIG. 17A, and when the EGR control valve passage gas flow rate changes, the engine speed NE The in-cylinder inflow exhaust gas flow rate is calculated on the assumption that the in-cylinder inflow exhaust gas flow rate starts to change toward the EGR control valve passage gas flow rate after the dead time Td2 has elapsed. To do.

そして、筒内流入排気ガス流量に関する時定数τ２を図１７（Ｂ）に示したようなマップの形で予めＲＯＭ３４に記憶しておき、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量が変化したときには、機関回転数ＮＥに基づいて時定数τ２を算出し、無駄時間Ｔｄ２が経過してからこの時定数τ２でもってＥＧＲ制御弁通過ガス流量に向かって筒内流入排気ガス流量が変化するものとして、筒内流入排気ガス流量を算出する。   Then, the time constant τ2 regarding the in-cylinder inflowing exhaust gas flow rate is stored in advance in the ROM 34 in the form of a map as shown in FIG. 17B, and when the EGR control valve passage gas flow rate changes, the engine speed NE The time constant τ2 is calculated based on the above, and the cylinder inflow exhaust gas flow is assumed to change toward the EGR control valve passage gas flow rate with the time constant τ2 after the dead time Td2 elapses. Calculate the flow rate.

なお、ＥＧＲ制御弁２２から気筒までの距離は、ＥＧＲ制御弁２２から吸気管部分までの距離よりも長いので、筒内流入排気ガス流量に関する無駄時間Ｔｄ２は流入排気ガス分流量に関する無駄時間Ｔｄ１よりも長い傾向にあり、筒内流入排気ガス流量に関する時定数τ２は流入排気ガス分流量に関する時定数τ１よりも大きい傾向にある。   Since the distance from the EGR control valve 22 to the cylinder is longer than the distance from the EGR control valve 22 to the intake pipe portion, the dead time Td2 related to the in-cylinder inflow exhaust gas flow rate is greater than the dead time Td1 related to the inflow exhaust gas partial flow rate. The time constant τ2 related to the in-cylinder inflow exhaust gas flow rate tends to be larger than the time constant τ1 related to the inflow exhaust gas partial flow rate.

ところで、第１実施形態では、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを計算式、すなわち、式（１７）および（１８）を利用して算出しているが、本願発明者は、こうした計算式を利用しなくとも、比較的簡便にＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを算出する方法を考案した。したがって、式（１７）および（１８）を利用する代わりに、以下に説明する方法を利用して、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量を算出してもよい。 By the way, in the first embodiment, the EGR control valve passage gas flow rate m egr is calculated by using a calculation formula, that is, the formulas (17) and (18). Even if not, a method of calculating the EGR control valve passage gas flow rate m egr relatively easily was devised. Therefore, instead of using the equations (17) and (18), the EGR control valve passage gas flow rate may be calculated using the method described below.

筒内充填ガス量Ｍcは吸気弁６が閉弁したときの吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表されることが知られている。すなわち、理論および経験則によれば、筒内充填ガス量Ｍcは吸気弁６が閉弁したときの筒内圧力に比例し、この筒内圧力は吸気弁６上流の混合ガス圧力、すなわち、吸気管圧力Ｐmにほぼ一致する。 Cylinder charged gas amount M c is known to be expressed by a linear function of the intake pipe pressure P m of when the intake valve 6 is closed. That is, according to theory and empirical rule, the in-cylinder charged gas amount Mc is proportional to the in-cylinder pressure when the intake valve 6 is closed, and this in-cylinder pressure is the mixed gas pressure upstream of the intake valve 6, that is, It almost coincides with the intake pipe pressure P m .

ＥＧＲガスが供給されていないときには筒内に新気のみが充填されるので、このときの筒内充填新気量Ｍc-air、したがって、機関負荷率ＫＬを吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表すことができる。すなわち、機関負荷率ＫＬを簡単に且つ正確に求めることができる。 When EGR gas is not supplied, only fresh air is filled into the cylinder, and therefore, the cylinder fresh charge amount M c-air at this time, and therefore the engine load factor KL, is expressed as a linear function equation of the intake pipe pressure P m. Can be expressed as That is, the engine load factor KL can be obtained easily and accurately.

ところが、ＥＧＲガスが供給されているときには状況が全く異なり、筒内には新気だけでなくＥＧＲガスも充填される。このため、従来では、筒内充填新気量Ｍc-air、または、機関負荷率ＫＬを吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表すことは到底できないと考えられていたのである。 However, the situation is completely different when EGR gas is supplied, and not only fresh air but also EGR gas is filled in the cylinder. Therefore, in the conventional in-cylinder charging fresh air amount M c-air or, is the fact was thought absolutely impossible to represent the engine load factor KL by a linear function expression of the intake pipe pressure P m.

筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrを吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表すことができるならば、筒内充填ガス量Ｍcを吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表すことができ、筒内充填ガス量Ｍcが筒内充填新気量Ｍc-airと筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrとの和であることを考えれば、ＥＧＲガスが供給されているときの筒内充填新気量Ｍc-air、または、機関負荷率ＫＬを吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表すことができる。 If it is possible to represent the in-cylinder charged EGR gas amount M c-egr by a linear function of the intake pipe pressure P m, it can represent a cylinder charged gas amount M c by a linear function of the intake pipe pressure P m , considering that cylinder charged gas amount M c is the sum of the cylinder charging fresh air amount M c-air and cylinder charged EGR gas amount M c-egr, cylinder when the EGR gas is being supplied The internal charge fresh air amount M c-air or the engine load factor KL can be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure P m .

しかしながら、従来では、筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrも吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表すことができないと考えられていたのである。このことを図１２および図１８を参照しながら説明する。 However, in the conventional, cylinder charged EGR gas amount M c-egr is also had been considered can not be represented by a linear function expression of the intake pipe pressure P m. This will be described with reference to FIGS.

まず、上述したように、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegr（ｇ／ｓｅｃ）は式（１７）により表され、関数Φ（Ｐm／Ｐe）は、式（１８）により表される。 First, as described above, the EGR control valve passage gas flow rate m egr (g / sec) is expressed by Expression (17), and the function Φ (P m / P e ) is expressed by Expression (18).

ここで、計算を簡単にするために排気圧Ｐeが大気圧Ｐaであるとすると、式（１７）により表されるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrは図１８のようになる。すなわち、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrは吸気管圧力Ｐmが小さいときにはほぼ一定に維持され、吸気管圧力Ｐmが高くなると図１８においてＮＲで示されるように吸気管圧力Ｐmに対し非線形性を示しながら大気圧Ｐaに向けて減少する。なお、この非線形性部分ＮＲは式（１７）のうちＰe／√Ｔeの部分および関数Φ（Ｐm／Ｐe）によるものである。 Here, the exhaust pressure P e in order to simplify the calculation when the atmospheric pressure P a, EGR control valve passage gas flow rate m egr represented by the formula (17) is as shown in FIG 18. That is, the EGR control valve passage gas flow rate m egr is maintained substantially constant when the intake pipe pressure P m is small, and when the intake pipe pressure P m becomes high, it is nonlinear with respect to the intake pipe pressure P m as indicated by NR in FIG. It decreases toward the atmospheric pressure P a while showing sex. Note that the nonlinear portion NR is due to P e / √T e parts and functions Φ (P m / P e) of the formula (17).

したがって、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegr、とりわけ非線形性部分ＮＲを吸気管圧力Ｐmの一次関数式により表すことはできないものと考えられていたのである。もっとも、かなり多くの数の一次関数式を用いれば、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを吸気管圧力Ｐmの一次関数式により表すことができると考えられる。しかしながら、この場合には、もはや機関負荷率ＫＬを簡単に求めているとは言えない。 Therefore, it has been considered that the EGR control valve passage gas flow rate m egr , especially the nonlinear portion NR cannot be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure P m . However, if a considerably large number of linear function equations are used, it is considered that the EGR control valve passage gas flow rate m egr can be expressed by a linear function equation of the intake pipe pressure P m . However, in this case, the engine load factor KL can no longer be simply obtained.

ところが、本願発明者らによれば、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式で表すことができ、したがって、筒内充填新気量Ｍc-air、または、機関負荷率ＫＬを吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式で表すことができることが判明したのである。 However, according to the inventors of the present application, the EGR control valve passage gas flow rate m egr can be expressed by two linear function expressions of the intake pipe pressure P m , and therefore, the in-cylinder charged fresh air amount M c-air , or is the it has been found that it is possible to represent the engine load factor KL by two first-order function equation of the intake pipe pressure P m.

すなわち、まず、図１９に示されるように、排気温度Ｔeは吸気管圧力Ｐmの増大に対し、排気圧Ｐeが増大するよりも大幅に増大し、その結果、Ｐe／√Ｔeを吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表すことができるのである。 That is, first, as shown in FIG. 19, the exhaust temperature T e is to increase the intake pipe pressure P m, the exhaust pressure P e increases significantly than increases, as a result, P e / √T e the it can be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure P m.

また、関数Φ（Ｐm／Ｐe）も吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表すことができるのである。これを図２０を参照して説明する。排気圧Ｐeが一定の大気圧Ｐaに維持されるのではなく、吸気管圧力Ｐmに応じて変動することを考慮すると、図２０（Ａ）に示されるように、吸気管圧力ＰmがＰm１のときの関数Φ（Ｐm／Ｐe）は大気圧Ｐaに収束する曲線Ｃa上にあるのではなく、排気圧Ｐe１に収束する曲線Ｃ１上にあり、これがプロット（○）で表されている。同様に、Ｐm＝Ｐm２（＞Ｐm１）のときのΦ（Ｐm／Ｐe）は排気圧Ｐe２（＞Ｐe１）に収束する曲線Ｃ２上にあり、Ｐm＝Ｐm３（＞Ｐm２）のときのΦ（Ｐm／Ｐe）は排気圧Ｐe３（＞Ｐe２）に収束する曲線Ｃ３上にある。 The function Φ (P m / P e ) can also be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure P m . This will be described with reference to FIG. Considering that the exhaust pressure Pe is not maintained at a constant atmospheric pressure Pa but varies according to the intake pipe pressure P m , as shown in FIG. 20A, the intake pipe pressure P m The function Φ (P m / P e ) when is P m 1 is not on the curve C a that converges to the atmospheric pressure P a , but is on the curve C 1 that converges to the exhaust pressure P e 1, which is plotted (○) Similarly, Φ (P m / P e ) when P m = P m 2 (> P m 1) is on the curve C2 that converges to the exhaust pressure P e 2 (> P e 1), and P m = Φ (P m / P e ) when P m 3 (> P m 2) is on a curve C3 that converges to the exhaust pressure P e 3 (> P e 2).

このようにして得られるプロットは、図２０（Ｂ）に示されるように、直線Ｌ２で結ぶことができる。したがって、関数Φ（Ｐm／Ｐe）は吸気管圧力Ｐmが小さいときには直線Ｌ１に相当する吸気管圧力Ｐmの一次関数式により、吸気管圧力Ｐmが大きいときには直線Ｌ２に相当する吸気管圧力Ｐmの一次関数式により表すことができ、斯くして吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式で表すことができることになる。すなわち、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式で表すことができるのである。 The plot obtained in this way can be connected by a straight line L2, as shown in FIG. Therefore, the function Φ (P m / P e) is a linear function of the intake pipe pressure P m corresponding to the straight line L1 when the intake pipe pressure P m is small, corresponds to the straight line L2 when the intake pipe pressure P m is greater intake can be represented by a linear function of the pipe pressure P m, it will be able to thus to represent in two linear functions of the intake pipe pressure P m. That is, the EGR control valve passage gas flow rate m egr can be expressed by two linear function expressions of the intake pipe pressure P m .

ここで、定常運転時には、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegr（ｇ／ｓｅｃ）と筒内流入ＥＧＲガス流量ｍc-egr（ｇ／ｓｅｃ）とが互いに等しい。また、筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrは、筒内流入ＥＧＲガス流量ｍc-egrに、各気筒の吸気行程１回に要する時間、すなわち、内燃機関の１サイクルにかかる時間を気筒数で割った時間ΔＴ（ｓｅｃ）を乗算することにより得られるものである（Ｍc-egr＝ｍc-egr・ΔＴ）。 Here, during steady operation, the EGR control valve passage gas flow rate m egr (g / sec) and the in-cylinder inflow EGR gas flow rate m c-egr (g / sec) are equal to each other. The cylinder filling EGR gas amount M c-egr is calculated by adding the time required for one intake stroke of each cylinder to the cylinder inflow EGR gas flow rate m c-egr , that is, the time required for one cycle of the internal combustion engine. It is obtained by multiplying the time ΔT (sec) divided by (M c-egr = m c-egr · ΔT).

そうすると、定常運転時の筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrを吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表すことができるということになる。 Then, the cylinder filling EGR gas amount M c-egr during steady operation can be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure P m .

したがって、定常運転時で且つＥＧＲガスが供給されているときの筒内充填新気量Ｍc-air、または、機関負荷率ＫＬを吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式で表すことができるということになる。 Accordingly, the in-cylinder charged fresh air amount M c-air or the engine load factor KL during steady operation and when EGR gas is supplied can be expressed by two linear function expressions of the intake pipe pressure P m. It turns out that.

ＥＧＲガスが供給されているときの機関負荷率ＫＬをＫＬｏｎとすると、図２１には、定常運転時（例えば、機関回転数ＮＥおよびＥＧＲ開度θeがそれぞれ一定に保持されているとき）の機関負荷率ＫＬｏｎを表す吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式の一例が示されている。図２１に示されるように、機関負荷率ＫＬｏｎは、勾配が互いに異なり且つ接続点ＣＰにおいて連続している、吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式により表される。すなわち、吸気管圧力Ｐmが小さいときには勾配ｅ１の一次関数式によって、機関負荷率ＫＬｏｎが表され、吸気管圧力Ｐmが高いときには勾配ｅ２の一次関数式によって、機関負荷率ＫＬｏｎが表される。 Assuming that the engine load factor KL when the EGR gas is supplied is KLon, FIG. 21 shows that during steady operation (for example, when the engine speed NE and the EGR opening degree θ e are kept constant). An example of two linear function expressions of the intake pipe pressure P m representing the engine load factor KLon is shown. As shown in FIG. 21, the engine load factor KLon, the slope is continuous in different and the connection point CP with each other is represented by two first-order function equation of the intake pipe pressure P m. That is, when the intake pipe pressure P m is small, the engine load factor KLon is expressed by a linear function equation of the gradient e1, and when the intake pipe pressure P m is high, the engine load factor KLon is expressed by a linear function equation of the gradient e2. .

ここで、２つの一次関数式の勾配をそれぞれｅ１，ｅ２とし、接続点ＣＰにおける吸気管圧力および機関負荷率をそれぞれｄ，ｒとすると、これら２つの一次関数式は次式により表すことができる。   Here, assuming that the gradients of the two linear function equations are e1 and e2, respectively, and the intake pipe pressure and the engine load factor at the connection point CP are d and r, respectively, these two linear function equations can be expressed by the following equations. .

ＫＬｏｎ＝ｅ１・（Ｐm−ｄ）＋ｒ …Ｐm≦ｄ
ＫＬｏｎ＝ｅ２・（Ｐm−ｄ）＋ｒ …Ｐm＞ｄ
これらをひとまとめにして表すと次式（２６）のようになる。 KLon = e1 · (P m −d) + r... P m ≦ d
KLon = e 2 · (P m −d) + r... P m > d
These are collectively expressed as the following equation (26).

ＫＬｏｎ＝ｅ・（Ｐm−ｄ）＋ｒ （２６）
ｅ＝ｅ１ …Ｐm≦ｄ
ｅ＝ｅ２ …Ｐm＞ｄ KLon = e · (P m −d) + r (26)
e = e1 ... P m ≦ d
e = e2 ... P m> d

本実施形態では、定常運転時の機関負荷率ＫＬｏｎを表す吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式が式（２６）に示す形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。このようにすると、２つの一次関数式をｅ，ｄ，ｒの３つのパラメータで表すことができる。すなわち、２つの一次関数式を表すために必要なパラメータの数を少なくすることができる。 In this embodiment, two linear functions of the intake pipe pressure P m representing the engine load factor KLon at the time of steady state operation is stored in advance in the ROM34 in the form shown in equation (26). In this way, two linear function expressions can be represented by three parameters e, d, and r. That is, it is possible to reduce the number of parameters necessary to express two linear function expressions.

この式（２６）の各パラメータｅ，ｄ，ｒは次式に基づいて算出される。   Each parameter e, d, r of this formula (26) is calculated based on the following formula.

ｅ１＝ｅ１*・ｋｔｈａ
ｅ２＝ｅ２*・ｋｔｈａ
ｄ＝ｄ*・ｋｔｈａ・ｋｐａ
ｒ＝ｒ*・ｋｔｈａ・ｋｐａ
ここで、ｅ１*，ｅ２*，ｄ*，ｒ*はそれぞれ、機関周囲環境状態が予め定められた基準環境状態であるときの、勾配ならびに接続点における吸気管圧力および機関負荷率である。基準環境状態にはどのような状態を用いてもよいが、本実施形態では基準環境状態として標準状態（１気圧、２５℃）が用いられている。 e1 = e1 * · ktha
e2 = e2 * · ktha
d = d * · ktha · kpa
r = r * · ktha · kpa
Here, e1 * , e2 * , d * , and r * are the gradient, the intake pipe pressure and the engine load factor at the connection point, respectively, when the engine ambient environment is a predetermined reference environment. Any state may be used as the reference environment state, but in this embodiment, the standard state (1 atm, 25 ° C.) is used as the reference environment state.

一方、ｋｔｈａは大気温度補正係数を、ｋｐａは大気圧補正係数をそれぞれ表している。大気温度補正係数ｋｔｈａは大気温センサ４４により検出される実際の大気温度に応じ、基準環境状態における各パラメータｅ１*，ｅ２*，ｄ*，ｒ*をそれぞれ補正するためのものであり、補正する必要がないときには１．０とされる。また、大気圧補正係数ｋｐａは大気圧センサ４５により検出される実際の大気圧に応じ、基準環境状態における各パラメータｄ*，ｒ*をそれぞれ補正するためのものであり、補正する必要がないときには１．０とされる。 On the other hand, ktha represents an atmospheric temperature correction coefficient, and kpa represents an atmospheric pressure correction coefficient. The atmospheric temperature correction coefficient ktha is for correcting each parameter e1 * , e2 * , d * , r * in the reference environment state according to the actual atmospheric temperature detected by the atmospheric temperature sensor 44, and is corrected. When there is no need, 1.0 is set. The atmospheric pressure correction coefficient kpa is used to correct the parameters d * and r * in the reference environment state according to the actual atmospheric pressure detected by the atmospheric pressure sensor 45, and when correction is not necessary. 1.0.

したがって、大気温度補正係数ｋｔｈａまたは大気圧補正係数ｋｐａが実際の機関周囲環境状態を代表する代表値であるということを考えると、実際の機関周囲環境状態を代表する代表値に基づき、基準環境状態における各パラメータｅ１*，ｅ２*，ｄ*，ｒ*を補正しているということになる。あるいは、実際の機関周囲環境状態を代表する代表値に基づき、基準環境状態における機関負荷率ＫＬｏｎを補正しているという見方もできる。 Therefore, considering that the atmospheric temperature correction coefficient ktha or the atmospheric pressure correction coefficient kpa is a representative value representative of the actual engine ambient environment condition, the reference environment condition is based on the representative value representative of the actual engine environment environment condition. This means that the parameters e1 * , e2 * , d * , and r * are corrected. Alternatively, it can be considered that the engine load factor KLon in the reference environmental state is corrected based on the representative value representative of the actual environmental environment surrounding the engine.

一方、式（１７）におけるＥＧＲ制御弁２２の開口断面積ＡeがＥＧＲ開度θeに依存し、機関充填効率が機関回転数ＮＥに依存することを考慮して、本実施形態では、パラメータｅ*（ｅ１*，ｅ２*），ｄ*，ｒ*をＥＧＲ開度θeまたは機関回転数ＮＥに応じて設定している。 On the other hand, in consideration of the fact that the opening cross-sectional area A e of the EGR control valve 22 in equation (17) depends on the EGR opening θ e and the engine charging efficiency depends on the engine speed NE, e * (e1 *, e2 * ), d *, and the r * is set according to the EGR opening theta e or the engine speed NE.

具体的に説明すると、勾配ｅ１*は、図２２（Ａ）に示されるように、機関回転数ＮＥが低いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて大きくなり、機関回転数ＮＥが高いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて小さくなり、さらに、ＥＧＲ開度θeが大きくなるにつれて大きくなる。また、勾配ｅ２*は、図２２（Ｂ）に示されるように、機関回転数ＮＥが低いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて大きくなり、機関回転数ＮＥが高いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて小さくなり、さらに、ＥＧＲ開度θeが大きくなるにつれて大きくなる。これら勾配ｅ１*，ｅ２*は予め実験により求められており、それぞれ機関回転数ＮＥおよびＥＧＲ開度θeの関数として図２２（Ｃ）および（Ｄ）に示されるマップの形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。 Specifically, as shown in FIG. 22 (A), the gradient e1 * increases as the engine speed NE increases when the engine speed NE is low, and the engine speed NE when the engine speed NE is high. It becomes smaller as NE becomes higher, and further becomes larger as EGR opening degree θ e becomes larger. Further, as shown in FIG. 22B, the gradient e2 * increases as the engine speed NE increases when the engine speed NE is low, and the engine speed NE increases when the engine speed NE is high. It becomes smaller as the EGR opening degree θ e becomes larger. These gradients e1 *, e2 * are obtained by experiments in advance, advance in the ROM34 in the form of a map shown in FIG. 22 (C) and (D) as a function of the respective engine speed NE and EGR opening theta e It is remembered.

一方、接続点ＣＰにおける吸気管圧力ｄ*は、図２３に示されるように、機関回転数ＮＥが高くなるにつれて小さくなる。接続点ＣＰにおける吸気管圧力ｄ*も予め実験により求められており、機関回転数ＮＥの関数として図２３に示されるマップの形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。 On the other hand, the intake pipe pressure d * at the connection point CP decreases as the engine speed NE increases, as shown in FIG. The intake pipe pressure d * at the connection point CP is also obtained in advance by experiments, and is stored in advance in the ROM 34 in the form of a map shown in FIG. 23 as a function of the engine speed NE.

さらに、接続点ＣＰにおける機関負荷率ｒ*は、図２４（Ａ）に示されるように、機関回転数ＮＥが低いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて大きくなり、機関回転数ＮＥが高いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて小さくなり、さらに、ＥＧＲ開度θeが大きくなるにつれて小さくなる。接続点ＣＰにおける機関負荷率ｒ*も予め実験により求められており、機関回転数ＮＥおよびＥＧＲ開度θeの関数として図２４（Ｂ）に示されるマップの形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。 Further, as shown in FIG. 24A, the engine load factor r * at the connection point CP increases as the engine speed NE increases when the engine speed NE is low, and the engine load factor r * increases when the engine speed NE is high. It decreases as the rotational speed NE increases, and further decreases as the EGR opening degree θ e increases. Has been determined by the engine load factor r * also advance by experiments at the connection point CP, is stored in advance in the ROM34 in the form of a map shown in FIG. 24 (B) as a function of the engine speed NE and the EGR opening theta e Yes.

したがって、一般的に言うと、互いに異なる複数のＥＧＲ開度θeに対し、定常運転時における筒内充填新気量Ｍc-air、または、機関負荷率ＫＬｏｎを表す吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式がそれぞれ予め求められて記憶されているということになる。また、互いに異なる複数の機関回転数ＮＥに対し、定常運転時における筒内充填新気量Ｍc-air、または、機関負荷率ＫＬｏｎを表す吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式が予め求められて記憶されているということにもなる。 Therefore, generally speaking, with respect to a plurality of different EGR openings θ e , the in-cylinder charged fresh air amount M c-air during steady operation or the intake pipe pressure P m representing the engine load factor KLon is 2 One linear function expression is obtained and stored in advance. Further, two linear function expressions of the in-cylinder charged fresh air amount M c-air during steady operation or the intake pipe pressure P m representing the engine load factor KLon are obtained in advance for a plurality of different engine speeds NE. It also means that it is remembered.

図２５は一定の機関回転数ＮＥで且つ様々なＥＧＲ開度θeにおける、定常運転時の機関負荷率ＫＬｏｎを表す吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式の一例を示している。なお、図２５における破線はＥＧＲガスが供給されていないとき、すなわち、ＥＧＲ開度θeがゼロのときの機関負荷率ＫＬｏｆｆを示している。 Figure 25 is in and various EGR opening theta e at a constant engine speed NE, it shows an example of two linear functions of the intake pipe pressure P m representing the engine load factor KLon at the time of steady operation. The broken line in FIG. 25 indicates the engine load factor KLoff when EGR gas is not supplied, that is, when the EGR opening degree θ e is zero.

一方、上述したように、ＥＧＲガスが供給されていないときの機関負荷率ＫＬｏｆｆを吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表すことができる。図２６には、定常運転時機（例えば、関回転数ＮＥが一定に保持されているとき）の機関負荷率ＫＬｏｆｆを表す吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式の一例が示されている。本実施形態では、図２６に示されるように、機関負荷率ＫＬｏｆｆは、勾配が互いに異なり且つ接続点ＣＰにおいて連続している、吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式により表される。すなわち、吸気管圧力Ｐmが小さいときには勾配a１の一次関数式によって機関負荷率ＫＬｏｆｆが表され、吸気管圧力Ｐmが高いときには勾配a２の一次関数式によって機関負荷率ＫＬｏｆｆが表される。 On the other hand, as described above, can represent the engine load factor KLoff when the EGR gas is not being supplied by a linear function expression of the intake pipe pressure P m. Figure 26 is a steady operation timing (e.g., function speed NE is when it is held constant) are shown an example of two linear functions of the intake pipe pressure P m representing the engine load factor KLoff of. In the present embodiment, as shown in FIG. 26, the engine load factor KLoff is the slope is continuous in different and the connection point CP with each other is represented by two first-order function equation of the intake pipe pressure P m. That is, when the intake pipe pressure P m is small, the engine load factor KLoff is expressed by a linear function equation of the gradient a 1, and when the intake pipe pressure P m is high, the engine load factor KLoff is expressed by a linear function equation of the gradient a 2. .

ここで、２つの一次関数式の勾配をそれぞれａ１，ａ２とし、接続点ＣＰにおける吸気管圧力および機関負荷率をそれぞれｄ，ｃとすると、これら２つの一次関数式は次式により表すことができる。   Here, assuming that the slopes of the two linear function equations are a1 and a2, respectively, and the intake pipe pressure and the engine load factor at the connection point CP are d and c, respectively, these two linear function equations can be expressed by the following equations. .

ＫＬｏｆｆ＝ａ１・（Ｐm−ｄ）＋ｃ …Ｐm≦ｄ
ＫＬｏｆｆ＝ａ２・（Ｐm−ｄ）＋ｃ …Ｐm＞ｄ
これらをひとまとめにして表すと次式（２７）のようになる。 KLoff = a1 · (P m -d ) + c ... P m ≦ d
KLoff = a 2 · (P m −d) + c... P m > d
These are collectively expressed as the following equation (27).

ＫＬｏｆｆ＝ａ・（Ｐm−ｄ）＋ｃ （２７）
ａ＝ａ１ …Ｐm≦ｄ
ａ＝ａ２ …Ｐm＞ｄ KLoff = a · (P m −d) + c (27)
a = a1 ... P m ≦ d
a = a2... P m > d

本実施形態では、定常運転時の機関負荷率ＫＬｏｆｆを表す吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式が式（２７）に示す形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。なお、この場合の接続点ＣＰにおける吸気管圧力ｄは、上述した機関負荷率ＫＬｏｎについての接続点ＣＰにおける吸気管圧力ｄと同一である。したがって、パラメータの数をさらに少なくすることができる。もちろん、これら接続点ＣＰにおける吸気管圧力を互いに異ならせることもできる。 In this embodiment, two linear functions of the intake pipe pressure P m representing the engine load factor KLoff at the time of steady state operation is stored in advance in the ROM34 in the form shown in equation (27). In this case, the intake pipe pressure d at the connection point CP is the same as the intake pipe pressure d at the connection point CP for the engine load factor KLon described above. Therefore, the number of parameters can be further reduced. Of course, the intake pipe pressures at these connection points CP may be different from each other.

この式（２７）の各パラメータａ，ｒは次式に基づいて算出される。   The parameters a and r in the equation (27) are calculated based on the following equations.

ａ１＝ａ１*・ｋｔｈａ
ａ２＝ａ２*・ｋｔｈａ
ｃ＝ｃ*・ｋｔｈａ・ｋｐａ
ここで、ａ１*，ａ２*，ｒ*はそれぞれ、機関周囲環境状態が上述した基準環境状態すなわち標準状態であるときの、勾配および接続点における機関負荷率である。 a1 = a1 * · ktha
a2 = a2 * · ktha
c = c * · ktha · kpa
Here, a1 * , a2 * , and r * are the engine load factor at the gradient and the connection point, respectively, when the engine ambient environment state is the above-described reference environment state, that is, the standard state.

したがって、大気温度補正係数ｋｔｈａまたは大気圧補正係数ｋｐａが実際の機関周囲環境状態を代表する代表値であるということを考えると、実際の機関周囲環境状態を代表する代表値に基づき、基準環境状態における各パラメータａ１*，ａ２*，ｃ*を補正しているということになる。あるいは、実際の機関周囲環境状態を代表する代表値に基づき、基準環境状態における機関負荷率ＫＬｏｆｆを補正しているという見方もできる。 Therefore, considering that the atmospheric temperature correction coefficient ktha or the atmospheric pressure correction coefficient kpa is a representative value representative of the actual engine ambient environment condition, the reference environment condition is based on the representative value representative of the actual engine environment environment condition. In other words, the parameters a1 * , a2 * , and c * are corrected. Alternatively, it can be considered that the engine load factor KLoff in the reference environment state is corrected based on the representative value representative of the actual engine ambient environment state.

一方、機関充填効率が機関回転数ＮＥに依存することを考慮して、本実施形態では、パラメータａ*（ａ１*，ａ２*），ｃ*を機関回転数ＮＥに応じて設定している。 On the other hand, in consideration of the fact that the engine charging efficiency depends on the engine speed NE, in this embodiment, the parameters a * (a1 * , a2 * ), c * are set according to the engine speed NE.

具体的に説明すると、勾配ａ１*は、図２７（Ａ）に示されるように、機関回転数ＮＥが低いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて大きくなり、機関回転数ＮＥが高いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて小さくなる。また、勾配ａ２*は、図２７（Ｂ）に示されるように、機関回転数ＮＥが低いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて大きくなり、機関回転数ＮＥが高いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて小さくなる。これら勾配ａ１*，ａ２*は予め実験により求められており、それぞれ機関回転数ＮＥの関数として図２７（Ａ）および（Ｂ）に示されるマップの形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。 Specifically, as shown in FIG. 27A, the gradient a1 * increases as the engine speed NE increases when the engine speed NE is low, and the engine speed NE when the engine speed NE is high. It becomes smaller as NE becomes higher. Further, as shown in FIG. 27B, the gradient a2 * increases as the engine speed NE increases when the engine speed NE is low, and the engine speed NE increases when the engine speed NE is high. As it gets smaller. These gradients a1 * and a2 * are obtained in advance by experiments, and are stored in advance in the ROM 34 in the form of maps shown in FIGS. 27A and 27B as functions of the engine speed NE.

さらに、接続点ＣＰにおける機関負荷率ｃ*は、図２８に示されるように、機関回転数ＮＥが低いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて大きくなり、機関回転数ＮＥが高いときには機関回転数ＮＥが高くなるにつれて小さくなる。接続点ＣＰにおける機関負荷率ｃ*も予め実験により求められており、機関回転数ＮＥの関数として図２８に示されるマップの形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。 Furthermore, as shown in FIG. 28, the engine load factor c * at the connection point CP increases as the engine speed NE increases when the engine speed NE is low, and the engine speed NE when the engine speed NE is high. Becomes smaller as becomes higher. The engine load factor c * at the connection point CP is also obtained in advance by experiments, and is stored in advance in the ROM 34 as a function of the engine speed NE in the form of a map shown in FIG.

したがって、一般的に言うと、互いに異なる複数の機関回転数ＮＥに対し、定常運転時における筒内充填新気量Ｍc-air、または、機関負荷率ＫＬｏｆｆを表す吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式が予め求められて記憶されているということになる。 Therefore, generally speaking, for a plurality of engine speeds NE different from each other, two in-cylinder charged fresh air amount M c-air at the time of steady operation or intake pipe pressure P m representing engine load factor KLoff. This means that a linear function formula is obtained and stored in advance.

そうすると、吸気管圧力Ｐmを例えば圧力センサ３９により検出すれば、この検出された吸気管圧力Ｐmから上述の式（２６）または（２７）を用いて機関負荷率ＫＬｏｎまたはＫＬｏｆｆを正確に且つ簡単に求めることができ、斯くして空燃比を目標空燃比に正確に且つ簡単に一致させることができることになる。 Then, by detecting the intake pipe pressure P m by, for example, a pressure sensor 39, equation (26) above from the detected intake pipe pressure P m or (27) accurately and the engine load factor KLon or KLoff using Thus, the air-fuel ratio can be easily determined, and the air-fuel ratio can be accurately and easily matched with the target air-fuel ratio.

このように機関負荷率ＫＬｏｎ，ＫＬｏｆｆを吸気管圧力Ｐmの一次関数式で表せるということは、機関負荷率ＫＬｏｎ，ＫＬｏｆｆと吸気管圧力Ｐmとの関係を表すマップを作成する必要がないことを意味しており、したがってまずマップの作成労力がなくされる。また、複雑な例えば微分方程式などを解く必要がないということも意味しており、したがってＣＰＵ３４の計算負荷が軽減されることにもなる。 Thus the engine load factor KLon, that the KLoff expressed by a linear function of the intake pipe pressure P m is the engine load factor KLon, it is not necessary to create a map representing the relationship between the KLoff and the intake pipe pressure P m Therefore, the effort to create a map is eliminated first. It also means that it is not necessary to solve complicated differential equations, for example, and therefore the calculation load on the CPU 34 is reduced.

ところで、式（２５）を参照すれば分かるように、機関負荷率ＫＬは、筒内充填新気量Ｍc-airを表しているとも言える。ここで、ＥＧＲガスが供給されていないときには、筒内に新気のみが充填されることを考えると、ＥＧＲガスが供給されていないときの機関負荷率ＫＬｏｆｆは、このとき筒内に充填されるガスの総量、すなわち、筒内充填ガス量Ｍcを表していると考えることができる。 By the way, as can be seen by referring to the equation (25), it can be said that the engine load factor KL represents the in-cylinder charged fresh air amount Mc-air . Here, when the EGR gas is not supplied, considering that only fresh air is filled into the cylinder, the engine load factor KLoff when the EGR gas is not supplied is filled into the cylinder at this time. the total amount of gas, i.e., can be considered to represent the in-cylinder charged gas amount M c.

ここで、ＥＧＲガスが供給されているときと供給されていないときとで筒内充填ガス量Ｍcが変わらないと考えると、ＥＧＲガスが供給されていないときの機関負荷率ＫＬｏｆｆは、ＥＧＲガスが供給されているときの筒内充填ガス量Ｍcだけでなく、ＥＧＲガスが供給されているときの筒内充填ガス量Ｍcをも表しているということになる。 Here, assuming that the in-cylinder charged gas amount Mc does not change between when the EGR gas is supplied and when the EGR gas is not supplied, the engine load factor KLoff when the EGR gas is not supplied is the EGR gas. There not only in-cylinder charged gas amount M c when being fed, it comes to show respectively a cylinder charged gas amount M c when the EGR gas is supplied.

一方、定常運転時で且つＥＧＲガスが供給されているときの筒内充填新気量Ｍc-airが機関負荷率ＫＬｏｎによって表されることは上述したとおりである。 On the other hand, as described above, the in - cylinder charged fresh air amount Mc -air during steady operation and when EGR gas is supplied is represented by the engine load factor KLon.

したがって、ＥＧＲガスが供給されていないときの機関負荷率ＫＬから、ＥＧＲガスが供給されているときの機関負荷率ＫＬｏｎを差し引いた結果ΔＫＬ（＝ＫＬｏｆｆ−ＫＬｏｎ）は、定常運転時における筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrを表しているということになる。 Therefore, the result ΔKL (= KLoff−KLon) obtained by subtracting the engine load factor KLon when the EGR gas is supplied from the engine load factor KL when the EGR gas is not supplied is the in-cylinder filling during the steady operation. This means that the EGR gas amount M c-egr is represented.

具体的に説明すると、例えば、図２９に示されるように、Ｐm＝Ｐm１のときにＫＬｏｆｆ＝ＫＬｏｆｆ１であって且つＫＬｏｎ＝ＫＬｏｎ１である場合には、定常運転時における筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrはΔＫＬ（＝ＫＬｏｆｆ１−ＫＬｏｎ１）で表される。 Specifically, for example, as shown in FIG. 29, P m = if a KLoff = KLoff1 when P m 1 is and KLon = KLon1 is cylinder charged EGR gas during normal operation The quantity M c-egr is expressed by ΔKL (= KLoff1-KLon1).

したがって、定常運転時における筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrは次式（２８）に基づいて算出できることになる。 Therefore, the in-cylinder charged EGR gas amount M c-egr during steady operation can be calculated based on the following equation (28).

Ｍc-egr＝ｋｅｇｒ１・ΔＫＬ （２８）
ここで、ｋｅｇｒ１は機関負荷率ＫＬから筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrへの変換係数を、ＫＬｏｆｆ，ＫＬｏｎは、それぞれ、上記式（２６），（２７）からそれぞれ算出される機関負荷率を表している。 M c-egr = kegr1 · ΔKL (28)
Here, kegr1 is a conversion coefficient from the engine load factor KL to the in-cylinder charged EGR gas amount Mc -egr , and KLoff and KLon are engine load factors calculated from the above equations (26) and (27), respectively. Represents.

したがって、吸気管圧力Ｐmを上述した計算式によって算出し、あるいは、圧力センサによって検出すれば、この吸気管圧力Ｐmから上述の式（２８）を用いて定常運転時における筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrを正確に且つ簡単に求めることができることになる。 Therefore, if the intake pipe pressure P m is calculated by the above-described calculation formula or is detected by the pressure sensor, the cylinder filling EGR gas at the time of steady operation is calculated from the intake pipe pressure P m using the above-described formula (28). The quantity M c-egr can be determined accurately and easily.

ところで、上述したように、定常運転時にはＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrと筒内吸入ＥＧＲガス量ｍc-egrとが互いに等しく、筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrは筒内吸入ＥＧＲガス量ｍc-egrとΔＴ（ｓｅｃ）との積で表される（Ｍc-egr＝ｍc-egr・ΔＴ）。 Incidentally, as described above, during steady operation, the EGR control valve passage gas flow rate m egr and the cylinder intake EGR gas amount m c-egr are equal to each other, and the cylinder filling EGR gas amount M c-egr is equal to the cylinder intake EGR gas. It is represented by the product of the quantity m c-egr and ΔT (sec) (M c-egr = m c-egr · ΔT).

したがって、上述した差ΔＫＬは定常運転時におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrも表しているということになる。 Therefore, the above-described difference ΔKL also represents the EGR control valve passage gas flow rate m egr during steady operation.

本実施形態では、次式（２９）に基づいて定常運転時におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが算出される。 In the present embodiment, the EGR control valve passage gas flow rate m egr during steady operation is calculated based on the following equation (29).

ｍegr＝ｋｅｇｒ２・ΔＫＬ （２９）
ここで、ｋｅｇｒ２は機関負荷率ＫＬからＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrへの変換係数を表し、ＫＬｏｆｆ，ＫＬｏｎは、ぞれぞれ、上記式（２６），（２７）からそれぞれ算出される機関負荷率を表している。 m egr = kegr2 · ΔKL (29)
Here, kegr2 represents a conversion coefficient from the engine load factor KL to the EGR control valve passage gas flow rate m egr , and KLoff and KLon are engines calculated from the above equations (26) and (27), respectively. It represents the load factor.

これまで説明してきたように、上述の式（２９）を用いて定常運転時におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが算出される。しかしながら、この式（２９）を用いて過渡運転時におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを算出することもできる。 As described so far, the EGR control valve passage gas flow rate m egr at the time of steady operation is calculated using the above equation (29). However, the EGR control valve passage gas flow rate m egr at the time of transient operation can also be calculated using this equation (29).

すなわち、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrはＥＧＲ制御弁２２前後の圧力差、すなわち、排気圧Ｐeと吸気管圧力Ｐmとの差に大きく依存し、過渡運転時におけるＥＧＲ制御弁２２上流の排気圧Ｐeおよび排気温度Ｔeが定常運転時における排気圧Ｐeおよび排気温度Ｔeとそれほど変わらないと考えれば、定常運転時であろうと過渡運転時であろうと、吸気管圧力Ｐmが決まればＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが決まるのである。 That is, the EGR control valve passage gas flow rate m egr greatly depends on the pressure difference before and after the EGR control valve 22, that is, the difference between the exhaust pressure Pe and the intake pipe pressure P m, and is upstream of the EGR control valve 22 during transient operation. given the exhaust pressure P e and the exhaust temperature T e is not much different exhaust pressure P e and the exhaust temperature T e during steady-state operation, whether transient operation that it would be steady operation, the intake pipe pressure P m If determined, the EGR control valve passage gas flow rate m egr is determined.

したがって、上述の式（２９）を用いて吸気管圧力Ｐmから定常運転時および過渡運転時におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを正確に且つ簡単に求めることができることになる。この場合、定常運転時における筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrは定常運転時におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrから算出することもできるし、上述の式（２８）を用いて差ΔＫＬから算出することもできる。 Therefore, the EGR control valve passage gas flow rate m egr at the time of steady operation and transient operation can be accurately and easily obtained from the intake pipe pressure P m using the above-described equation (29). In this case, the in-cylinder charged EGR gas amount M c-egr at the time of steady operation can be calculated from the EGR control valve passage gas flow rate m egr at the time of steady operation, or from the difference ΔKL using the above-described equation (28). It can also be calculated.

図３０は上述した本実施形態におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrの算出ルーチンを示している。このルーチンは予め定められた設定時間毎の割り込みによって実行される。 FIG. 30 shows a routine for calculating the EGR control valve passage gas flow rate m egr in this embodiment described above. This routine is executed by interruption every predetermined time.

図３０を参照すると、まずステップ１００では吸気管圧力Ｐm、機関回転数ＮＥ、およびＥＧＲ開度θeが読み込まれる。続くステップ１０１では、大気温度補正係数ｋｔｈａおよび大気圧補正係数ｋｐａが算出される。続くステップ１０２では、図２３、図２４（Ｂ）、および図２８のマップから、基準環境状態のもとでの接続点ＣＰにおける吸気管圧力ｄ*および機関負荷率ｃ*，ｒ*が算出される。続くステップ１０３では、ｋｔｈａ，ｋｐａによりｄ*，ｃ*，ｒ*を補正することにより、パラメータｄ，ｃ，ｒが算出される。続くステップ１０４では、検出された吸気管圧力Ｐmが接続点における吸気管圧力ｄ以下か否かが判別される。Ｐm≦ｄのときには次いでステップ１０５に進み、図２２（Ｃ）および図２７（Ａ）のマップからａ１*，ｅ１*が算出される。続くステップ１０６では、勾配ａ*，ｅ*がそれぞれａ１*，ｅ１*とされる。次いでステップ１０９に進む。これに対し、Ｐm＞ｄのときには次いでステップ１０７に進み、図２２（Ｄ）および図２７（Ｂ）のマップからａ２*，ｅ２*が算出される。続くステップ１０８では、勾配ａ*，ｅ*がそれぞれａ２*，ｅ２*とされる。次いでステップ１０９に進む。 Referring to FIG. 30, first, at step 100, the intake pipe pressure P m , the engine speed NE, and the EGR opening degree θ e are read. In the subsequent step 101, the atmospheric temperature correction coefficient ktha and the atmospheric pressure correction coefficient kpa are calculated. In the following step 102, the intake pipe pressure d * and the engine load ratios c * and r * at the connection point CP under the reference environmental state are calculated from the maps of FIG. 23, FIG. 24 (B), and FIG. The In the next step 103, parameters d, c, r are calculated by correcting d * , c * , r * by ktha, kpa. In step 104, the detected intake pipe pressure P m is whether following the intake pipe pressure d at the connection point is determined. When P m ≦ d, the routine proceeds to step 105, where a1 * and e1 * are calculated from the maps of FIG. 22 (C) and FIG. 27 (A). In the subsequent step 106, the gradients a * and e * are set to a1 * and e1 * , respectively. Next, the routine proceeds to step 109. On the other hand, when P m > d, the routine proceeds to step 107, where a2 * and e2 * are calculated from the maps of FIG. 22 (D) and FIG. 27 (B). In the following step 108, the gradients a * and e * are set to a2 * and e2 * , respectively. Next, the routine proceeds to step 109.

ステップ１０９では、ｋｔｈａ，ｋｐａによりａ*，ｅ*を補正することにより、パラメータａ，ｅが算出される。続くステップ１１０では、式（２７）に基づいて機関負荷率ＫＬｏｆｆが算出される（ＫＬｏｆｆ＝ａ・（Ｐm−ｄ）＋ｃ）。続くステップ１１１では、式（２６）に基づいて機関負荷率ＫＬｏｎが算出される（ＫＬｏｎ＝ｅ・（Ｐm−ｄ）＋ｒ）。続くステップ１１２では差ΔＫＬが算出される（ΔＫＬ＝ＫＬｏｆｆ−ＫＬｏｎ）。続くステップ１１３では、式（２８）に基づいてＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが算出される（ｍegr＝ｋｅｇｒ２・ΔＫＬ）。 In step 109, parameters a and e are calculated by correcting a * and e * with ktha and kpa. In the subsequent step 110, the engine load factor KLoff is calculated based on the equation (27) (KLoff = a · (P m −d) + c). In the following step 111, the engine load factor KLon is calculated based on the equation (26) (KLon = e · (P m −d) + r). In the following step 112, the difference ΔKL is calculated (ΔKL = KLoff−KLon). In the following step 113, the EGR control valve passage gas flow rate m egr is calculated based on the equation (28) (m egr = kegr2 · ΔKL).

上述の実施形態では、機関負荷率ＫＬｏｆｆ，ＫＬｏｎを、それぞれ、２つの一次関数式により表している。しかしながら、機関負荷率ＫＬｏｆｆ，ＫＬｏｎを、それぞれ、ｎ個のｍ次関数式により表すこともできる（ｎ，ｍ＝１，２…）。   In the above-described embodiment, the engine load factors KLoff and KLon are each represented by two linear function equations. However, the engine load factors KLoff and KLon can also be expressed by n m-order function equations (n, m = 1, 2,...), Respectively.

したがって、上述の実施形態では、定常運転時で且つＥＧＲガスが供給されていないときの筒内充填新気量または機関負荷率ＫＬｏｆｆを吸気管圧力Ｐmの関数式である第１の関数式により表すと共に第１の関数式を予め求めて記憶しておき、定常運転時で且つＥＧＲガスが供給されているときの筒内充填新気量または機関負荷率ＫＬｏｎを吸気管圧力Ｐmの関数式である第２の関数式により表すと共に第２の関数式を予め求めて記憶しておき、前記求められた吸気管圧力Ｐmから前記第１および第２の関数式を用いてそれぞれ筒内充填新気量または機関負荷率ＫＬｏｆｆ，ＫＬｏｎを算出し、これら算出された筒内充填新気量または機関負荷率ＫＬｏｆｆ，ＫＬｏｎの差ΔＫＬを算出し、ＥＧＲ制御弁通過ガス量ｍegrを差ΔＫＬに基づいて算出しているということになる。 Thus, in the embodiment described above, the first function formula cylinder charging fresh air amount or the engine load factor KLoff when the EGR gas is not being supplied and at the time of steady operation which is a function expression of the intake pipe pressure P m the first function formula previously obtained is stored a function expression of the cylinder charging fresh air amount or the engine load factor KLon intake pipe pressure P m when and EGR gas in the time of steady state operation is supplied with representative And the second function equation is obtained and stored in advance, and the in-cylinder filling is performed from the obtained intake pipe pressure P m by using the first and second function equations. The fresh air amount or engine load factor KLoff, KLon is calculated, the difference ΔKL between the calculated in-cylinder charged fresh air amount or engine load factor KLoff, KLon is calculated, and the EGR control valve passage gas amount m egr is set to the difference ΔKL. Calculation based on And it comes to that.

さらに一般的に言うと、定常運転時で且つＥＧＲガスが供給されていないときの筒内充填新気量または機関負荷率ＫＬｏｆｆと、定常運転時で且つＥＧＲガスが供給されているときの筒内充填新気量または機関負荷率ＫＬｏｎとの差ΔＫＬを吸気管圧力Ｐmの関数式により表すと共に、関数式を予め求めて記憶しておき、吸気管圧力Ｐmを求め、求められた吸気管圧力Ｐmから前記関数式を用いて前記差ΔＫＬを算出し、定常運転時および過渡運転時におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrならびに定常運転時における筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrを、この差ΔＫＬに基づいて算出しているということになる。 More generally speaking, the in-cylinder charged fresh air amount or engine load factor KLoff at the time of steady operation and when EGR gas is not supplied, and the in-cylinder at the time of steady operation and when EGR gas is supplied The difference ΔKL from the charged fresh air amount or the engine load factor KLon is expressed by a function expression of the intake pipe pressure P m , and the function expression is obtained and stored in advance to obtain the intake pipe pressure P m, and the obtained intake pipe The difference ΔKL is calculated from the pressure P m using the functional equation, and the EGR control valve passage gas flow rate m egr during steady operation and transient operation, and the in-cylinder charged EGR gas amount M c-egr during steady operation, The calculation is based on this difference ΔKL.

次に、本発明の別の実施形態を説明する。   Next, another embodiment of the present invention will be described.

上述した差ΔＫＬはＫＬｏｆｆおよびＫＬｏｎをそれぞれ表す式（２７），（２６）を用いて次式のように表すことができる。   The above-described difference ΔKL can be expressed by the following equations using equations (27) and (26) representing KLoff and KLon, respectively.

ΔＫＬ＝ＫＬｏｆｆ−ＫＬｏｎ
＝（ａ−ｅ）・（Ｐm−ｄ）＋（ｃ−ｒ） （３０）
ここで、（ａ−ｅ）＝ｈ，（ｃ−ｒ）＝ｉと置き換えると、式（３０）は次のようになる。 ΔKL = KLoff−KLon
= (A-e) · ( P m -d) + (c-r) (30)
Here, when (a−e) = h and (c−r) = i are replaced, Expression (30) becomes as follows.

ΔＫＬ＝ｈ・（Ｐm−ｄ）＋ｉ （３１）
ｈ＝ｈ１ …Ｐm≦ｄ
ｈ＝ｈ２ …Ｐm＞ｄ ΔKL = h · (P m −d) + i (31)
h = h1... P m ≦ d
h = h2... P m > d

したがって、差ΔＫＬは、図３１に示されるように、勾配が互いに異なり且つ接続点ＣＰにおいて連続している、吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式により表されることになる。すなわち、吸気管圧力Ｐmが小さいときには勾配ｈ１の一次関数式により、吸気管圧力Ｐmが高いときには勾配ｈ２の一次関数式により、差ΔＫＬが表される。 Therefore, as shown in FIG. 31, the difference ΔKL is represented by two linear function expressions of the intake pipe pressure P m having different gradients and continuous at the connection point CP. That is, the difference ΔKL is expressed by a linear function expression of the gradient h1 when the intake pipe pressure P m is low, and by a linear function expression of the gradient h2 when the intake pipe pressure P m is high.

本実施形態では、差ΔＫＬを表す吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式が式（３１）に示す形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。このようにすると、パラメータの数をさらに少なくすることができる。 In the present embodiment, two linear function expressions of the intake pipe pressure P m representing the difference ΔKL are stored in advance in the ROM 34 in the form shown in Expression (31). In this way, the number of parameters can be further reduced.

この式（３１）の各パラメータｈ，ｄ，ｉは次式に基づいて算出される。   Each parameter h, d, i in this equation (31) is calculated based on the following equation.

ｈ１＝ｈ１*・ｋｔｈａ
ｈ２＝ｈ２*・ｋｔｈａ
ｉ＝ｉ*・ｋｔｈａ・ｋｐａ
ここで、ｈ１*，ｈ２*，ｉ*はそれぞれ、機関周囲環境状態が基準環境状態であるときの、勾配および接続点ＣＰにおける差である。これらｈ１*，ｈ２*，ｉ*は予め実験により求められており、それぞれ機関回転数ＮＥおよびＥＧＲ開度θeの関数として図３２（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示されるマップの形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。なお、パラメータｄは上述の実施形態と同様であるので説明を省略する。 h1 = h1 * · ktha
h2 = h2 * · ktha
i = i * · ktha · kpa
Here, h1 * , h2 * , and i * are the differences in the gradient and the connection point CP, respectively, when the engine ambient environment state is the reference environment state. These h1 *, h2 *, i * Figure 32 is obtained by experiment in advance, as a function of the engine speed NE and the EGR opening theta e respectively (A), (B), of a map shown in (C) Is stored in the ROM 34 in advance. The parameter d is the same as that in the above-described embodiment, and thus the description thereof is omitted.

したがって、一般的に言うと、互いに異なる複数のＥＧＲ開度θeに対し、差ΔＫＬを表す吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式がそれぞれ予め求められて記憶されているということになる。また、互いに異なる複数の機関回転数ＮＥに対し、差ΔＫＬを表す吸気管圧力Ｐmの２つの一次関数式が予め求められて記憶されているということにもなる。 Therefore, generally speaking, for a plurality of different EGR opening degrees θ e , two linear function expressions of the intake pipe pressure P m representing the difference ΔKL are respectively obtained and stored in advance. Also, different with respect to a plurality of engine speed NE, it becomes that the two linear functions of the intake pipe pressure P m representing the difference ΔKL are stored previously obtained one another.

図３３は上述した本発明の別の実施形態におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrの算出ルーチンを示している。このルーチンは予め定められた設定時間毎の割り込みによって実行される。 FIG. 33 shows a routine for calculating the EGR control valve passage gas flow rate m egr in another embodiment of the present invention described above. This routine is executed by interruption every predetermined time.

図３３を参照すると、まずステップ１２０では吸気管圧力Ｐm、機関回転数ＮＥ、およびＥＧＲ開度θeが読み込まれる。続くステップ１２１では、大気温度補正係数ｋｔｈａおよび大気圧補正係数ｋｐａが算出される。続くステップ１２２では、図２３および図３２（Ｃ）のマップから、基準環境状態のもとでの接続点ＣＰにおける吸気管圧力ｄ*および差ｉ*が算出される。続くステップ１２３では、ｋｔｈａ，ｋｐａによりｄ*，ｉ*を補正することにより、パラメータｄ，ｉが算出される。続くステップ１２４では、検出された吸気管圧力Ｐmが接続点における吸気管圧力ｄ以下か否かが判別される。Ｐm≦ｄのときには次いでステップ１２５に進み、図３２（Ａ）のマップからｈ１*が算出される。続くステップ１２６では、勾配ｈ*がｈ１*とされる。次いでステップ１２９に進む。これに対し、Ｐm＞ｄのときには次いでステップ１２７に進み、図３２（Ｂ）のマップからｈ２*が算出される。続くステップ１２８では、勾配ｈ*がｈ２*とされる。次いでステップ１２９に進む。 Referring to FIG. 33, first, at step 120, the intake pipe pressure P m , the engine speed NE, and the EGR opening degree θ e are read. In the following step 121, the atmospheric temperature correction coefficient ktha and the atmospheric pressure correction coefficient kpa are calculated. In the subsequent step 122, the intake pipe pressure d * and the difference i * at the connection point CP under the reference environmental condition are calculated from the maps of FIGS. 23 and 32C. In the following step 123, parameters d and i are calculated by correcting d * and i * with ktha and kpa. In step 124, the detected intake pipe pressure P m is whether following the intake pipe pressure d at the connection point is determined. When P m ≦ d, the routine proceeds to step 125, where h1 * is calculated from the map of FIG. In the following step 126, the gradient h * is set to h1 * . Next, the routine proceeds to step 129. On the other hand, when P m > d, the routine proceeds to step 127, where h2 * is calculated from the map of FIG. In the following step 128, the gradient h * is set to h2 * . Next, the routine proceeds to step 129.

ステップ１２９では、ｋｔｈａ，ｋｐａによりｈ*を補正することにより、パラメータｈが算出される。続くステップ１３０では、式（３１）に基づいて差ΔＫＬが算出される（ΔＫＬ＝ｈ・（Ｐm−ｄ）＋ｉ）。続くステップ１３１では、式（２９）に基づいてＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが算出される（ｍegr＝ｋｅｇｒ２・ΔＫＬ）。 In step 129, the parameter h is calculated by correcting h * with ktha and kpa. In the following step 130, the difference ΔKL is calculated based on the equation (31) (ΔKL = h · (P m −d) + i). In the following step 131, the EGR control valve passage gas flow rate m egr is calculated based on the equation (29) (m egr = kegr2 · ΔKL).

ここで、ＥＧＲ開度θeについて簡単に説明する。上述したように、ＥＧＲ開度はＥＧＲ制御弁２２のステップモータのステップ数ＳＴＰで表され、すなわち、ステップ数ＳＴＰがゼロになるとＥＧＲ制御弁２２は閉弁し、ステップ数ＳＴＰが大きくなるとＥＧＲ開度も大きくなる。 Here, the EGR opening degree θ e will be briefly described. As described above, the EGR opening degree is represented by the step number STP of the step motor of the EGR control valve 22. That is, when the step number STP becomes zero, the EGR control valve 22 is closed, and when the step number STP increases, the EGR opening. The degree also increases.

ところが、実際には、図３４に示されるようにステップ数ＳＴＰがゼロから大きくなっても、ＥＧＲ制御弁２２は直ちに開弁せず、ステップ数ＳＴＰがＳＴＰ１を越えるとようやくＥＧＲ制御弁２２が開弁する。このため、ステップ数ＳＴＰからＳＴＰ１だけ減算した結果（ＳＴＰ−ＳＴＰ１）でもって、ＥＧＲ開度θeを表す必要がある。 However, in practice, as shown in FIG. 34, even when the step number STP increases from zero, the EGR control valve 22 does not open immediately, and when the step number STP exceeds STP1, the EGR control valve 22 is finally opened. I speak. For this reason, it is necessary to represent the EGR opening degree θ e by the result of subtracting STP1 from the step number STP (STP−STP1).

また、ＥＧＲ制御弁２２には通常、製造誤差が含まれているので、ステップ数ＳＴＰに対する実際のＥＧＲ開度θeが正規の開度からずれている恐れがある。そこで、図１に示される内燃機関では、実際のＥＧＲ開度を正規の開度に一致させるための補正係数ｋｇを求め、この補正係数ｋｇをステップ数ＳＴＰに加算するようにしている。 Further, the EGR control valve 22 usually because it contains manufacturing errors, there is a possibility that actual EGR opening theta e for the number of steps STP is deviated from the normal opening degree. Therefore, in the internal combustion engine shown in FIG. 1, a correction coefficient kg for making the actual EGR opening coincide with the normal opening is obtained, and this correction coefficient kg is added to the step number STP.

したがって、ＥＧＲ開度θeは次式に基づいて表されることになる。 Therefore, the EGR opening degree θ e is expressed based on the following equation.

θe＝ＳＴＰ−ＳＴＰ０＋ｋｇ
ここで、ＳＴＰ０は図面公差中央品においてＥＧＲ制御弁２２が開弁し始めるステップ数である。本実施形態では、このようにして算出されるＥＧＲ開度θeをマップの引数として用いている。 θ e = STP−STP0 + kg
Here, STP0 is the number of steps at which the EGR control valve 22 starts to open in the drawing tolerance center product. In the present embodiment, the EGR opening degree θ e calculated in this way is used as an argument of the map.

ところで、上述のように算出されるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrまたは定常運転時における筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrを、排気温度Ｔeを考慮してさらに補正することもできる。 Incidentally, the in-cylinder charged EGR gas amount M c-egr at the calculated the EGR control valve passage gas flow rate m egr or during steady-state operation as described above may be further corrected in consideration of the exhaust temperature T e.

ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを補正する場合について説明すると、この場合のＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrは例えば次式で表される。 To describe a case of correcting the EGR control valve passage gas flow rate m egr, the EGR control valve passage gas flow rate m egr in this case is represented for example by the following equation.

ｍegr＝ｍegr・ｋｗｕ・ｋｒｔｄ・ｋｉｎｃ
ここで、ｋｗｕは暖機時補正係数を、ｋｒｔｄは遅角時補正係数を、ｋｉｎｃは増量時補正係数を、それぞれ表している。 m egr = m egr・ kwu ・ krtd ・ kinc
Here, kwu represents a warm-up correction coefficient, krtd represents a retard correction coefficient, and kinc represents an increase correction coefficient.

暖機時補正係数ｋｗｕは機関暖機運転時におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを補正するためのものである。すなわち、暖機運転時には暖機運転完了後に比べて排気温度Ｔeが低くなっており、その分だけＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegr（ｇ／ｓｅｃ）が多くなる。上記式（２６），（２７）または式（３１）を用いて算出されるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrは暖機運転完了後におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量であるので、これを補正する必要があるのである。 The warm-up correction coefficient kwu is for correcting the EGR control valve passage gas flow rate m egr during engine warm-up operation. That is, during the warm-up operation, the exhaust gas temperature Te is lower than after the completion of the warm-up operation, and the EGR control valve passage gas flow rate m egr (g / sec) increases accordingly. Since the EGR control valve passage gas flow rate m egr calculated using the above formula (26), (27) or equation (31) is the EGR control valve passage gas flow rate after the warm-up operation is completed, it is necessary to correct this. There is.

暖機時補正係数ｋｗｕは、図３５（Ａ）に示されるように、暖機の程度を表す機関冷却水温ＴＨＷが高くなるにつれて小さくなり、暖機完了を表す温度ＴＷＵ以上になると１．０に保持される。この暖機時補正係数ｋｗｕは図３５（Ａ）に示されるマップの形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。   As shown in FIG. 35 (A), the warm-up correction coefficient kwu decreases as the engine coolant temperature THW representing the degree of warming increases, and becomes 1.0 when the temperature TWU represents the completion of warming up. Retained. The warm-up correction coefficient kwu is stored in advance in the ROM 34 in the form of a map shown in FIG.

一方、遅角時補正係数ｋｒｔｄは点火時期の遅角補正時におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを補正するためのものである。すなわち、遅角補正時には遅角補正が行われないときに比べて排気温度Ｔeが高くなっており、その分だけＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが少なくなる。 On the other hand, the retard correction coefficient krtd is used to correct the EGR control valve passage gas flow rate m egr when the ignition timing is retarded. That is, the exhaust gas temperature Te is higher at the time of retard correction than at the time when the retard correction is not performed, and the EGR control valve passage gas flow rate m egr decreases accordingly.

遅角時補正係数ｋｒｔｄは、図３５（Ｂ）に示されるように、遅角量ＲＴＤがゼロのときに１．０であり、遅角量ＲＴＤが大きくなるにつれて小さくなる。この遅角時補正係数ｋｒｔｄは図３５（Ｂ）に示されるマップの形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。   As shown in FIG. 35B, the retardation correction coefficient krtd is 1.0 when the retardation amount RTD is zero, and decreases as the retardation amount RTD increases. The retardation correction coefficient krtd is stored in advance in the ROM 34 in the form of a map shown in FIG.

さらに、増量時補正係数ｋｉｎｃは燃料噴射量の増量補正時におけるＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを補正するためのものである。すなわち、増量補正時には増量補正が行われないときに比べて排気温度Ｔeが低くなっており、その分だけＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが多くなる。 Further, the increase correction coefficient kinc is used to correct the EGR control valve passage gas flow rate m egr when the fuel injection amount is increased. That is, the exhaust gas temperature Te is lower during the increase correction than when the increase correction is not performed, and the EGR control valve passage gas flow rate m egr increases accordingly.

増量時補正係数ｋｉｎｃは、図３５（Ｃ）に示されるように、増量補正分Ｆｉｎｃがゼロのときに１．０であり、増量補正分Ｆｉｎｃが大きくなるにつれて大きくなる。この増量時補正係数ｋｉｎｃは図３５（Ｃ）に示されるマップの形で予めＲＯＭ３４内に記憶されている。   As shown in FIG. 35C, the increase correction coefficient kinc is 1.0 when the increase correction Finc is zero, and increases as the increase correction Finc increases. This increase correction coefficient kinc is stored in advance in the ROM 34 in the form of a map shown in FIG.

このようにすると、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrをさらに高精度で求めることができる。 In this way, the EGR control valve passage gas flow rate m egr can be obtained with higher accuracy.

なお、点火時期遅角補正または燃料増量補正が行われないときの排気温度Ｔeを機関運転状態（例えば、機関回転数ＮＥおよび要求負荷Ｌ）の関数として予め求めておき、実際の排気温度Ｔeを検出または推定し、遅角補正または燃料増量補正が行われないときの排気温度Ｔeと実際の排気温度Ｔeとの差に基づいてＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを補正するようにしてもよい。定常運転時における筒内充填ＥＧＲガス量Ｍc-egrも同様であるので、説明を省略する。 Incidentally, the engine operating state the exhaust temperature T e when the ignition timing retard correction or fuel increasing correction is not performed (e.g., the engine speed NE and required load L) determined in advance as a function of the actual exhaust temperature T detecting or estimating e, so as to correct the EGR control valve passage gas flow rate m egr based on the difference between the actual exhaust temperature T e and the exhaust temperature T e when the retard correction or fuel increasing correction is not performed May be. The same is true for the in-cylinder charged EGR gas amount M c-egr during the steady operation, and a description thereof will be omitted.

図１に示される内燃機関では上述したように、ＥＧＲ制御弁２２下流のＥＧＲ通路２１が分岐されて各気筒の吸気枝管１２にそれぞれ接続されている。この構成において、各気筒に供給されるＥＧＲガスの量にばらつきが生ずるのを抑制するために、図３６に示されるように、ＥＧＲ制御弁２２下流の各ＥＧＲ通路２１内に絞り２３を設けることができる。   In the internal combustion engine shown in FIG. 1, as described above, the EGR passage 21 downstream of the EGR control valve 22 is branched and connected to the intake branch pipe 12 of each cylinder. In this configuration, in order to suppress variation in the amount of EGR gas supplied to each cylinder, as shown in FIG. 36, a throttle 23 is provided in each EGR passage 21 downstream of the EGR control valve 22. Can do.

この場合、まず、定常運転時であれば、絞り２３を通過するＥＧＲガスの流量である絞り通過ガス流量ｍｃｈｋ（ｇ／ｓｅｃ）はＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrに一致する。したがって、これまでの説明からわかるように、定常運転時における絞り通過ガス流量ｍｃｈｋを差ΔＫＬに基づいて算出することができるということになる。なお、絞り通過ガス流量ｍｃｈｋは吸気管部分に流入するＥＧＲガスの流量を表している。 In this case, first, during steady operation, the throttle passage gas flow rate mchk (g / sec), which is the flow rate of the EGR gas passing through the throttle 23, matches the EGR control valve passage gas flow rate m egr . Therefore, as can be seen from the above description, the throttle passage gas flow rate mchk during steady operation can be calculated based on the difference ΔKL. The throttle passage gas flow rate mchk represents the flow rate of the EGR gas flowing into the intake pipe portion.

一方、過渡運転時には、絞り通過ガス流量ｍｃｈｋはＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrに必ずしも一致しない。しかしながら、ＥＧＲ制御弁２２から絞り２３までのＥＧＲ通路２１内の容積が比較的小さい場合には、ｍｃｈｋはｍegrに概ね一致する。したがって、ＥＧＲ制御弁２２から絞り２３までのＥＧＲ通路２１内の容積が比較的小さい場合には、定常運転時であろうと過渡運転時であろうと、絞り通過ガス流量ｍｃｈｋを差ΔＫＬに基づいて算出できるということになる。 On the other hand, during transient operation, the throttle passage gas flow rate mchk does not necessarily match the EGR control valve passage gas flow rate m egr . However, when the volume in the EGR passage 21 from the EGR control valve 22 to the throttle 23 is relatively small, mchk substantially matches m egr . Accordingly, when the volume in the EGR passage 21 from the EGR control valve 22 to the throttle 23 is relatively small, the throttle passage gas flow rate mchk is calculated based on the difference ΔKL, whether in steady operation or transient operation. It will be possible.

これまで述べてきた本実施形態では、例えば、計算モデルを用いて推定された吸気管圧力Ｐm、あるいは、圧力センサ３９により検出された吸気管圧力Ｐmから機関負荷率ＫＬｏｎ，ＫＬｏｆｆまたは差ΔＫＬを算出するようにしている。しかしながら、例えば、スロットル開度、またはスロットル弁１７上流の吸気ダクト１４内に配置されたエアフローメータの出力に基づき吸気管圧力Ｐmを推定し、この推定された吸気管圧力Ｐmから機関負荷率ＫＬを算出することもできる。 In the present embodiment described so far, for example, the engine load factor KLon, KLoff or the difference ΔKL from the intake pipe pressure P m estimated using the calculation model or the intake pipe pressure P m detected by the pressure sensor 39. Is calculated. However, for example, the intake pipe pressure P m is estimated based on the throttle opening or the output of an air flow meter arranged in the intake duct 14 upstream of the throttle valve 17, and the engine load factor is calculated from the estimated intake pipe pressure P m. KL can also be calculated.

ここで、スロットル開度に基づいて吸気管圧力Ｐmを推定する場合には、吸気管圧力Ｐmを、スロットル開度θtと、機関回転数ＮＥと、ＥＧＲ開度θeとの関数として予め求められ、これがマップの形で記憶される。 Here, when the intake pipe pressure P m is estimated based on the throttle opening, the intake pipe pressure P m is a function of the throttle opening θ t , the engine speed NE, and the EGR opening θ e. It is obtained in advance and stored in the form of a map.

一方、エアフローメータの出力に基づいて吸気管圧力Ｐmを推定する場合、エアフローメータの検出精度などのために、推定された吸気管圧力Ｐmが、吸気管圧力Ｐmがとりうる最高圧Ｐmmaxを越える恐れがある。ところが、Ｐm＞Ｐmmaxの領域では、図３７（Ｂ）に示されるように、上述の式（２６）で表される機関負荷率ＫＬｏｎが式（２７）で表される機関負荷率ＫＬｏｆｆよりも大きくなっている場合があり、この場合には、差ΔＫＬが負値になる。すなわち、推定された吸気管圧力Ｐmが最高圧Ｐmmaxを越えると、差ΔＫＬを正確に算出できなくなる恐れがある。 On the other hand, when the intake pipe pressure P m is estimated based on the output of the air flow meter, the estimated intake pipe pressure P m is the maximum pressure P that can be taken by the intake pipe pressure P m for the detection accuracy of the air flow meter. May exceed mmax . However, in the region where P m > P mmax , as shown in FIG. 37 (B), the engine load factor KLon expressed by the above equation (26) is more than the engine load factor KLoff expressed by the equation (27). In this case, the difference ΔKL becomes a negative value. In other words, the estimated intake pipe pressure P m is exceeds the maximum pressure P mmax, there may not be accurately calculating the difference [Delta] KL.

そこで、図３７（Ａ）に示されるように、Ｐm＞Ｐmmaxの領域では、差ΔＫＬを一定値ΔＫＬＣに保持すれば、このような不具合をなくすことができる。すなわち、推定された吸気管圧力Ｐmが最高圧Ｐmmaxを越えたときに、差ΔＫＬを正確に算出し続けることができるのである。 Therefore, as shown in FIG. 37A , in the region where P m > P mmax , such a problem can be eliminated if the difference ΔKL is held at a constant value ΔKLC. That is, when the estimated intake pipe pressure P m exceeds the maximum pressure P mmax, it is possible to continue to accurately calculate the difference [Delta] KL.

ところで、ＥＧＲ制御弁２２が閉弁されていると、ＥＧＲ制御弁２２下流のＥＧＲ通路２１には、空気（新気）が充満している。したがって、ＥＧＲ制御弁２２が開弁された直後においては、ＥＧＲ通路２１から吸気管部分には、排気ガスの代わりに新気が流入し、その後、新気と排気ガスの混合ガスが流入するようになり、暫くの間、この混合ガスがＥＧＲ通路２１から吸気管部分に流入することになる。   By the way, when the EGR control valve 22 is closed, the EGR passage 21 downstream of the EGR control valve 22 is filled with air (fresh air). Therefore, immediately after the EGR control valve 22 is opened, fresh air flows into the intake pipe portion from the EGR passage 21 instead of exhaust gas, and thereafter, a mixed gas of fresh air and exhaust gas flows. For a while, this mixed gas flows from the EGR passage 21 into the intake pipe portion.

そして、新気と排気ガスとでは、その温度が異なるので、ＥＧＲ通路２１から吸気管部分に新気が流入することは、特に、エネルギ保存則上成立する関係に影響を与えると考えられる。   Since the temperatures of fresh air and exhaust gas are different, it is considered that the flow of fresh air from the EGR passage 21 into the intake pipe part particularly affects the relationship established in terms of the energy conservation law.

ところが、上述した実施形態では、このように、ＥＧＲ通路２１から吸気管部分に新気が流入することがあることを考慮していない。   However, in the above-described embodiment, it is not considered that fresh air may flow into the intake pipe portion from the EGR passage 21 as described above.

そこで、上述の実施形態において、このことを考慮し、吸気管部分に流入する空気および排気ガスと吸気管部分から気筒へと流出する空気および排気ガスとの間にエネルギ保存則上成立する関係式として、次式（３２）を採用してもよい。   In view of this, in the above-described embodiment, in consideration of this, a relational expression that is established in terms of energy conservation between the air and exhaust gas flowing into the intake pipe portion and the air and exhaust gas flowing out from the intake pipe portion into the cylinder. As follows, the following equation (32) may be adopted.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

式（３２）において、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrがＥＧＲ通路２１から吸気管部分に流入するガスの流量であるとしたときに、ｍegr-egrはＥＧＲ通路２１から吸気管部分に流入するガスのうち排気ガスの分の流量（流入排気ガス分流量）であり、ｍegr-airはＥＧＲ通路２１から吸気管部分に流入するガスのうち空気（新気）の分の流量（以下、流入新気分流量と称す）である。 In equation (32), when the EGR control valve passage gas flow rate m egr is the flow rate of the gas flowing into the intake pipe portion from the EGR passage 21, m egr-egr flows into the intake pipe portion from the EGR passage 21. The flow rate of exhaust gas in gas (flow rate of inflow exhaust gas), and m egr-air is the flow rate of air (fresh air) out of the gas flowing from the EGR passage 21 into the intake pipe portion (hereinafter referred to as inflow). This is referred to as a fresh air flow.

また、式（３２）において、ｍc-egrは気筒内に流入する排気ガスの流量（筒内流入排気ガス流量）であり、ｍc-airは気筒内に流入する空気（新気）の流量（以下、筒内流入新気流量と称す）である。 In Equation (32), m c-egr is the flow rate of exhaust gas flowing into the cylinder (cylinder inflow exhaust gas flow rate), and m c-air is the flow rate of air (fresh air) flowing into the cylinder. (Hereinafter referred to as in-cylinder incoming fresh air flow rate).

ここで、流入排気ガス分流量ｍegr-egrおよび流入新気分流量ｍegr-airの算出方法について説明する。 Here, a method of calculating the inflow exhaust gas partial flow rate m egr-egr and the inflow fresh air partial flow rate m egr-air will be described.

ＥＧＲ制御弁２２が開弁されたときに、ＥＧＲ通路２１から吸気管部分に流入するガスの流量は、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量に等しい。そして、上述したように、流入排気ガス分流量ｍegr-egrは、一定の時間（無駄時間）が経過してから多くなり始め、その後、一次遅れをもって徐々に多くなる。したがって、流入新気分流量ｍegr-airは、次式（３３）から求まる。 When the EGR control valve 22 is opened, the flow rate of the gas flowing from the EGR passage 21 into the intake pipe portion is equal to the EGR control valve passing gas flow rate. As described above, the inflowing exhaust gas partial flow rate m egr-egr starts to increase after a certain period of time (dead time) has elapsed, and then gradually increases with a first-order delay. Therefore, the inflow fresh air flow rate m egr-air is obtained from the following equation (33).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

ここで、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrは、上述した実施形態で説明したようにして求まる。したがって、流入排気ガス分の流量ｍegr-egrが求まれば、流入新気分流量ｍegr-airも求まることになる。 Here, the EGR control valve passage gas flow rate m egr is obtained as described in the above-described embodiment. Therefore, if the flow rate m egr-egr for the inflowing exhaust gas is obtained, the inflowing fresh air flow rate m egr-air is also obtained.

流入排気ガス分流量ｍegr-egrは、上述したように、マップの形でＲＯＭ３４に記憶されている図１６（Ａ）および（Ｂ）に示したような関数から無駄時間Ｔｄ１および時定数τ１を算出し、無駄時間Ｔｄ１が経過してからＥＧＲ制御弁通過ガス流量に向かって変化を開始し、その後、時定数τ１でもってＥＧＲ制御弁通過ガス流量に向かって変化するものとして、算出される。 As described above, the inflowing exhaust gas partial flow rate m egr-egr is obtained by calculating the dead time Td1 and the time constant τ1 from the functions shown in FIGS. 16A and 16B stored in the ROM 34 in the form of a map. It is calculated as a change starting toward the EGR control valve passage gas flow rate after the dead time Td1 elapses, and thereafter changing toward the EGR control valve passage gas flow rate with a time constant τ1.

一方、筒内流入排気ガス流量ｍc-egrおよび筒内流入新気流量ｍc-airも同様にして求められる。 On the other hand, the in-cylinder inflow exhaust gas flow rate mc-egr and the in-cylinder inflow fresh air flow rate mc -air are obtained in the same manner.

すなわち、筒内流入排気ガス流量ｍc-egrは、一定の時間（無駄時間）が経過してから多くなり始め、その後、一次遅れをもって徐々に多くなる。したがって、筒内流入排気ガス流量ｍc-airは、次式（３４）から求まる。 That is, the in-cylinder inflow exhaust gas flow rate mc-egr starts to increase after a certain period of time (dead time) has elapsed, and then gradually increases with a primary delay. Therefore, the in-cylinder inflow exhaust gas flow rate mc-air is obtained from the following equation (34).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

この式から分かるように、筒内流入排気ガス流量ｍc-egrが求まれば、筒内流入新気流量ｍc-airも求まることになる。 As can be seen from this equation, if the in-cylinder inflow exhaust gas flow rate mc -egr is obtained, the in-cylinder inflow fresh air flow rate mc-air is also obtained.

筒内流入排気ガス流量ｍc-egrは、上述したように、マップの形でＲＯＭ３４に記憶されている図１７（Ａ）および（Ｂ）に示したような関数から無駄時間Ｔｄ２および時定数τ２を算出し、無駄時間Ｔｄ２が経過してからＥＧＲ制御弁通過ガス流量に向かって変化を開始し、その後、時定数τ２でもってＥＧＲ制御弁通過ガス流量に向かって変化するものとして、算出される。 As described above, the cylinder inflow exhaust gas flow rate mc-egr is determined from the functions shown in FIGS. 17A and 17B stored in the ROM 34 in the form of a map, and the dead time Td2 and the time constant τ2. And after the dead time Td2 elapses, the change starts toward the EGR control valve passage gas flow rate, and thereafter, the change is calculated as changing toward the EGR control valve passage gas flow rate with the time constant τ2. .

このように、本実施形態によれば、ＥＧＲ通路２１から吸気管部分に流入する新気をも考慮しているので、算出される値の精度が良くなる。   Thus, according to this embodiment, since the fresh air flowing into the intake pipe portion from the EGR passage 21 is also taken into account, the accuracy of the calculated value is improved.

ところで、ＥＧＲ通路２１が吸気管部分に接続されている部位から吸気弁までの距離は、ＥＧＲ制御弁２２から上記部位までの距離よりも非常に短い場合には、次式（３５）が成り立つ。   By the way, when the distance from the part where the EGR passage 21 is connected to the intake pipe part to the intake valve is much shorter than the distance from the EGR control valve 22 to the part, the following expression (35) is established.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

すなわち、気筒内に流入する排気ガスの流量ｍc-egrは、ＥＧＲ通路２１から吸気管部分に流入する排気ガス（流入排気ガス分）の流量ｍegr-egrにほぼ等しい。 That is, the flow rate m c-egr of the exhaust gas flowing into the cylinder is substantially equal to the flow rate m egr-egr of the exhaust gas (for the inflowing exhaust gas) flowing into the intake pipe portion from the EGR passage 21.

したがって、この場合、上記式（３２）は次式（３６）のように書き直せる。   Therefore, in this case, the above equation (32) can be rewritten as the following equation (36).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

そこで、上述の実施形態において、吸気管部分に流入する空気および排気ガスと吸気管部分から気筒へと流出する空気および排気ガスとの間にエネルギ保存則上成立する関係式として、上記式（３６）を採用してもよい。   Therefore, in the above-described embodiment, the above equation (36) is established as a relational expression that is established on the energy conservation law between the air and exhaust gas flowing into the intake pipe portion and the air and exhaust gas flowing out from the intake pipe portion into the cylinder. ) May be adopted.

ここで、ＥＧＲ通路２１から吸気管部分に流入する新気の流量（流入新気分流量）ｍegr-airは、流入排気ガス分流量ｍegr-egrが求まれば、上記式（３３）から求まる。 Here, the flow rate of fresh air flowing into the intake pipe portion from the EGR passage 21 (flow rate of fresh air flow) m egr-air is obtained from the above equation (33) if the flow rate of incoming exhaust gas m egr-egr is found. .

また、気筒内に流入する新気の流量（筒内流入新気流量）ｍc-airは、筒内流入排気ガス流量ｍc-egrが求まれば、上記式（３４）から求まる。 Further, the flow rate of fresh air flowing into the cylinder (cylinder inflow fresh air flow rate) mc-air can be obtained from the above equation (34) if the in - cylinder inflow exhaust gas flow rate mc -egr is obtained.

もちろん、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが変化したときに、これら流入排気ガス分流量ｍegr-egrおよび筒内流入排気ガス流量ｍc-egrを算出する場合には、上述したように、無駄時間や一次遅れが考慮される。 Of course, when the inflowing exhaust gas partial flow rate m egr-egr and the in-cylinder inflowing exhaust gas flow rate mc-egr are calculated when the EGR control valve passage gas flow rate m egr changes, as described above, it is wasteful. Time and first order lag are considered.

このように、式（３６）に入力すべきパラメータとして、排気温度Ｔeが含まれていないので、式（３６）を採用した場合には、排気温度Ｔeを求める必要がない。 Thus, as a parameter to be input to a formula (36), it does not include the exhaust temperature T e, in the case of employing the equation (36) does not need to determine the exhaust temperature T e.

ところで、上記式（３６）は、次式（３７）のように書き直せる。   By the way, the above equation (36) can be rewritten as the following equation (37).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

ここで、上記式（３３）の関係から、上記式（３７）は、さらに、次式（３８）のように書き直せる。   Here, from the relationship of the above equation (33), the above equation (37) can be further rewritten as the following equation (38).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

さらに、式（３８）は、次式（３９）のように書き直せる。   Further, the equation (38) can be rewritten as the following equation (39).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

ここで、機関運転状態が定常状態である場合には、吸気管温度Ｔmは大気温度Ｔaにほぼ等しくなる（Ｔm≒Ｔa）ので、式（３９）の右辺の最後の項 Here, when the engine operating state is in a steady state, because the intake pipe temperature the T m approximately equal to the atmospheric temperature T a (T m ≒ T a ), the last term in the right side of the equation (39)

Figure 2008101626
Figure 2008101626

は零となる。 Becomes zero.

一方、機関運転状態が過渡状態である場合には、吸気管温度Ｔmは大気温度Ｔaとは異なり、吸気管負圧Ｐmの変化が大きいほど、これら温度間の差は大きくなる。ところが、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが多ければ、このときには、気筒内における燃焼を促進するために吸気管圧力Ｐmが高く保たれるし、逆に、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrが少ないとしても、このときには、吸気管温度Ｔmと大気温度Ｔaとの間の差が大きいとしても、これの影響は小さい。 On the other hand, if the engine operating state is in the transient state is different from the intake pipe temperature The T m is the atmospheric temperature T a, the greater the change in the intake pipe negative pressure P m, the difference between these temperatures is increased. However, if the EGR control valve passage gas flow rate m egr is large, at this time, the intake pipe pressure P m is kept high to promote combustion in the cylinder, and conversely, the EGR control valve passage gas flow rate m egr is even less, at this time, even if the difference between the intake pipe temperature T m and the atmospheric temperature T a is large, the effect of which is smaller.

したがって、機関運転状態が過渡状態である場合にも、式（３９）の右辺の最後の項   Therefore, even when the engine operating state is a transient state, the last term on the right side of Equation (39)

Figure 2008101626
Figure 2008101626

は零に近似することができる。 Can be approximated to zero.

以上を総合すると、式（３９）は次式（４０）のように近似できる。   Summing up the above, the equation (39) can be approximated as the following equation (40).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

そこで、上述の実施形態において、吸気管部分に流入する空気および排気ガスと吸気管部分から気筒へと流出する空気および排気ガスとの間にエネルギ保存則上成立する関係式として、上記式（４０）を採用してもよい。   Therefore, in the above-described embodiment, the above equation (40) is established as a relational expression that is established in the energy conservation law between the air and exhaust gas flowing into the intake pipe portion and the air and exhaust gas flowing out from the intake pipe portion into the cylinder. ) May be adopted.

これによれば、流入排気ガス分流量、筒内流入排気ガス流量、流入新気分流量、筒内流入新気流量を考慮する必要がない。   According to this, it is not necessary to consider inflow exhaust gas partial flow rate, in-cylinder inflow exhaust gas flow rate, inflow fresh air flow rate, and in-cylinder inflow fresh air flow rate.

ところで、吸気管部分に流入する排気ガスの流量（流入排気ガス分流量）がＥＧＲ制御弁通過ガス流量に等しく、しかも、筒内に流入する排気ガスの流量（筒内流入排気ガス流量）が流入排気ガス分流量に等しいとすると、上記式（１５）は次式（４１）に書き換えられ、上記式（１６）は次式（４２）に書き換えられる。   By the way, the flow rate of exhaust gas flowing into the intake pipe portion (flow rate of inflowing exhaust gas) is equal to the flow rate of gas passing through the EGR control valve, and the flow rate of exhaust gas flowing into the cylinder (flow rate of exhaust gas in the cylinder) flows in. If it is equal to the exhaust gas partial flow rate, the above equation (15) is rewritten to the following equation (41), and the above equation (16) is rewritten to the following equation (42).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

ここで、Ｔkは、ＥＧＲ通路２１から吸気管部分に流入する排気ガスまたは空気またはこれらの混合ガスの温度である。 Here, T k is the temperature of the exhaust gas or air flowing into the intake pipe portion from the EGR passage 21 or a mixed gas thereof.

さらに、式（４２）は、次式（４３）のように書き換えられる。   Furthermore, Expression (42) can be rewritten as the following Expression (43).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

したがって、上述した条件、すなわち、流入排気ガス分流量がＥＧＲ制御弁通過ガス流量に等しく、しかも、筒内流入排気ガス流量が流入排気ガス分流量に等しいという条件が成立するか、もしくは、この条件が許容されるのであれば、吸気管部分に流入する空気および排気ガスと吸気管部分から気筒へと流出する空気および排気ガスとの間に質量保存則およびエネルギ保存則上成立する関係式として、上記式（４１）および（４３）を採用してもよい。   Therefore, the above-described condition, that is, the condition that the inflow exhaust gas partial flow rate is equal to the EGR control valve passage gas flow rate and the in-cylinder inflow exhaust gas flow rate is equal to the inflow exhaust gas partial flow rate is satisfied, or this condition Is allowed as a relational expression that holds in the law of conservation of mass and the law of conservation of energy between the air and exhaust gas flowing into the intake pipe portion and the air and exhaust gas flowing out from the intake pipe portion to the cylinder, The above formulas (41) and (43) may be adopted.

これによれば、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrを求める必要がない。 According to this, it is not necessary to obtain the EGR control valve passage gas flow rate m egr .

なお、式（４１）および（４３）において、筒内流入新気流量ｍc-airは、上記式（２６）または（２７）から求まる機関負荷率ＫＬから算出される。詳細には、上記式（２６）または（２７）から機関負荷率ＫＬが算出され、この機関負荷率ＫＬを式（２５）に入力し、この式を解くことによって、筒内流入新気量Ｍc-airが算出され、最後に、この筒内流入新気量Ｍc-airを内燃機関の１サイクルにかかる時間を気筒数で割った時間で割ることによって、筒内流入新気流量ｍc-airが算出される。 In the equations (41) and (43), the in-cylinder inflow fresh air flow rate mc-air is calculated from the engine load factor KL obtained from the above equation (26) or (27). Specifically, the engine load factor KL is calculated from the above equation (26) or (27), the engine load factor KL is input to the equation (25), and by solving this equation, the cylinder inflow fresh air amount M c-air is calculated, finally, by dividing the time required for one cycle of the cylinder inflow fresh air amount M c-air to the internal combustion engine at the time divided by the number of cylinders, the cylinder inflow fresh air flow rate m c -air is calculated.

ところで、上述の実施形態において、スロットル弁通過空気流量ｍtは、式（１）の式を利用して算出される。この式（１）では、関数Φ（Ｐm／Ｐa）を利用するが、スロットル弁１８の形状が複雑であったり、スロットル弁１８を通過した空気に脈動が生じたりすることを考えると、関数Φの算出精度が低下し、したがって、この関数Φを利用して算出されるスロットル弁通過空気流量ｍtの算出精度も低下することもありえる。 Incidentally, in the above embodiment, the throttle valve passage air flow rate m t is calculated by using the formula of equation (1). In this equation (1), the function Φ (P m / P a ) is used. Considering that the shape of the throttle valve 18 is complicated or pulsation occurs in the air that has passed through the throttle valve 18. reduces the accuracy of calculation of the function [Phi, therefore, likely also falls calculation accuracy of this function the throttle valve passing air flow rate is calculated by using the [Phi m t.

そこで、こうした関数Φ（Ｐm／Ｐa）の算出誤差を排除できるスロットル弁通過空気流量算出方法として、次式（４４）を利用してスロットル弁通過空気流量ｍtを算出する方法を採用することもできる。 Therefore, as these functions Φ (P m / P a) the throttle valve passage air flow rate calculation method can be eliminated calculation error of adopting a method of calculating the throttle valve passage air flow rate m t using the following equation (44) You can also.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

ここで、Ｐm-egrは最終的に収束するであろう吸気管圧力であり、機関回転数ＮＥ、スロットル開度θt、および、ＥＧＲ開度θeに基づいて定められる（Ｐm-egr＝ｆ１（ＮＥ，θt，θe））。 Here, P m-egr is the intake pipe pressure that will eventually converge, and is determined based on the engine speed NE, the throttle opening θ t , and the EGR opening θ e (P m-egr = F1 (NE, θ t , θ e )).

また、ｅ、ｄおよびｒは適合パラメータであり、これら適合パラメータについての詳細は後述する。   Further, e, d, and r are adaptation parameters, and details of these adaptation parameters will be described later.

また、Φ（Ｐm／Ｐa）は式（２）の関数であり、Φ（Ｐm-egr／Ｐa）はこの関数Φ（Ｐm／Ｐa）において変数Ｐm／ＰaをＰm-egr／Ｐaに代えた関数である。 Φ (P m / P a ) is a function of the equation (2), and Φ (P m-egr / P a ) is a variable P m / P a in this function Φ (P m / P a ). it is a function instead of the m-egr / P a.

次に、上記式（４４）の導出過程について説明する。   Next, the process of deriving the above equation (44) will be described.

定常運転時におけるスロットル弁通過空気流量をｍt-TAで表すとすると、このスロットル弁通過空気流量ｍt-TAを求める式は次式（４５）のように表せる。 When representing the throttle valve passage air flow rate during steady-state operation in m t-TA, equation for the throttle valve passage air flow rate m t-TA can be expressed as the following equation (45).

Figure 2008101626
Figure 2008101626

そして、式（１）の各辺を式（４５）の各辺で除算して整理すると、次式（４６）が導き出される。   Then, by dividing each side of equation (1) by each side of equation (45) and arranging it, the following equation (46) is derived.

Figure 2008101626
Figure 2008101626

一方、上述したように、筒内流入空気流量ｍc-airは、筒内流入空気量Ｍc-airに比例し、そして、この筒内流入空気量Ｍc-airは機関負荷率ＫＬに比例し、この機関負荷率ＫＬは上述の式（２６）から求まるので、定常運転時で且つＥＧＲガスが供給されているときの筒内流入空気流量ｍc-airは、次式（４７）のように表せる
ｍc-air＝ｆ・（Ｐm−ｄ）＋ｇ …（４７）
ｆ＝ｆ１ …Ｐm≦ｄ
ｆ＝ｆ２ …Ｐm＞ｄ On the other hand, as described above, the in-cylinder inflow air flow rate mc-air is proportional to the in - cylinder inflow air amount Mc-air , and the in-cylinder inflow air amount Mc-air is proportional to the engine load factor KL. Since the engine load factor KL is obtained from the above equation (26), the cylinder inflow air flow rate mc-air at the time of steady operation and when the EGR gas is supplied is expressed by the following equation (47). M c-air = f · (P m −d) + g (47)
f = f1... P m ≦ d
f = f2... P m > d

ここで、ｆは機関回転数ＮＥとＥＧＲ開度θeとに基づいて定まる適合パラメータ（ｆ＝ｆ2（ＮＥ，θe））であり、ｄは機関回転数ＮＥに基づいて定まる適合パラメータ（ｄ＝ｆ3（ＮＥ））であり、ｇは機関回転数ＮＥとＥＧＲ開度θeとに基づいて定まる適合パラメータ（ｇ＝ｆ4（ＮＥ，θe））である。別の云い方をすれば、ｆ、ｄおよびｇは、それぞれ、機関運転状態を表すパラメータを変数とした係数であると言える。 Here, f is a conforming parameter (f = f 2 (NE, θ e )) determined based on the engine speed NE and the EGR opening θ e, and d is a conforming parameter determined based on the engine speed NE ( d = f 3 (NE)), and g is a fitting parameter (g = f 4 (NE, θ e )) determined based on the engine speed NE and the EGR opening θ e . In other words, it can be said that f, d, and g are coefficients with parameters representing the engine operating state as variables.

ここで、定常運転時においては、筒内流入空気流量ｍc-airはスロットル弁通過空気流量ｍt-TAと等しく、吸気管圧力Ｐmは過渡運転時において最終的に収束するであろう吸気管圧力Ｐm-egrと等しくなるので、式（４７）から次式（４８）が導き出される。 Here, in the steady operation, the in-cylinder inflow air flow rate mc-air is equal to the throttle valve passing air flow rate mt -TA, and the intake pipe pressure P m is finally converged in the transient operation. Since it becomes equal to the pipe pressure P m-egr , the following equation (48) is derived from the equation (47).

ｍt-TA＝ｆ・（Ｐm-egr−ｄ）＋ｇ …（４８）
ｆ＝ｆ１ …Ｐm-egr≦ｄ
ｆ＝ｆ２ …Ｐm-egr＞ｄ m t−TA = f · (P m−egr −d) + g (48)
f = f1... P m-egr ≦ d
f = f2 Pm-egr > d

そして、この式（４８）を上記式（４６）に代入することによって、上記式（４４）が導き出される。   Then, by substituting the equation (48) into the equation (46), the equation (44) is derived.

なお、吸気管圧力Ｐm-egrは、機関回転数ＮＥ、スロットル開度θt、および、ＥＧＲ開度θeの関数（Ｐm-egr＝ｆ1（ＮＥ，θt，θe））として、予め実験等によって求められてマップの形でＲＯＭ３４に記憶されている。 The intake pipe pressure P m-egr is a function of the engine speed NE, the throttle opening θ t , and the EGR opening θ e (P m-egr = f 1 (NE, θ t , θ e )). These are obtained in advance by experiments or the like and stored in the ROM 34 in the form of a map.

また、適合パラメータｆは、機関回転数ＮＥおよびＥＧＲ開度θeの関数（ｆ＝ｆ2（ＮＥ，θe））として、予め実験等によって求められてマップの形でＲＯＭ３４に記憶されている。 Further, the adaptation parameter f is obtained in advance by experiments or the like as a function of the engine speed NE and the EGR opening degree θ e (f = f 2 (NE, θ e )) and is stored in the ROM 34 in the form of a map. .

また、適合パラメータｄは、機関回転数ＮＥの関数（ｄ＝ｆ3（ＮＥ））として、予め実験等によって求められてマップの形でＲＯＭ３４に記憶されている。 The adaptation parameter d is obtained in advance by experiments or the like as a function of the engine speed NE (d = f 3 (NE)) and is stored in the ROM 34 in the form of a map.

また、適合パラメータｇは、機関回転数ＮＥおよびＥＧＲ開度θeの関数（ｇ＝ｆ4（ＮＥ，θe））として、予め実験等によって求められてマップの形でＲＯＭ３４に記憶されている。 The conforming parameter g is obtained in advance by experiments or the like as a function of the engine speed NE and the EGR opening degree θ e (g = f 4 (NE, θ e )) and is stored in the ROM 34 in the form of a map. .

したがって、本実施形態では、上述した各マップから機関回転数ＮＥ、スロットル開度θt、および、ＥＧＲ開度θe等に基づいて、過渡運転時において最終的に収束するであろう吸気管圧力Ｐm-egrおよび適合パラメータｆ、ｄ、ｆを算出し、一方、吸気管圧力センサ４０の検出値に基づいて吸気管圧力Ｐmを算出し、これらを上記式（４４）に入力し、この式を解くことによって、スロットル弁通過空気流量ｍtが算出される。 Therefore, in the present embodiment, the intake pipe pressure that will eventually converge during the transient operation based on the engine speed NE, the throttle opening degree θ t , the EGR opening degree θ e, and the like from each map described above. P m-egr and conforming parameters f, d, f are calculated. On the other hand, the intake pipe pressure P m is calculated based on the detected value of the intake pipe pressure sensor 40, and these are input to the above equation (44). by solving the equation, throttle valve passage air flow rate m t is calculated.

なお、吸気管圧力Ｐmは、他の手段、例えば、スロットル開度θtに基づいて推定し或いは算出し、または、エアフローメータを備えている場合には、エアフローメータの検出値に基づいて推定し或いは算出してもよい。 The intake pipe pressure P m is estimated or calculated based on other means, for example, the throttle opening θ t , or in the case where an air flow meter is provided, estimated based on the detected value of the air flow meter Or may be calculated.

本実施形態によれば、定常運転時においては、吸気管圧力Ｐmと吸気管圧力Ｐm-egrとは等しい（Ｐm＝Ｐm-egr）ので、式（４４）において、Φ（Ｐm／Ｐa）／Φ（Ｐm-egr／Ｐa）の項が１となり、関数Φが消滅するので、たとえ、関数Φの値の算出精度が低いとしても、少なくとも、定常運転時であれば、式（４４）を利用して算出されるスロットル弁通過空気流量ｍtの精度は良い。 According to the present embodiment, in the steady operation, the intake pipe pressure P m and the intake pipe pressure P m-egr are equal (P m = P m-egr ), so in the equation (44), Φ (P m / P a ) / Φ (P m−egr / P a ) becomes 1, and the function Φ disappears, so even if the calculation accuracy of the value of the function Φ is low, at least during steady operation the accuracy of the throttle valve passage air flow rate m t calculated by using the equation (44) is good.

ところで、ＥＧＲガスが気筒内に供給されるのは、主に、機関低負荷運転時である。この機関低負荷運転時においては、排気圧Ｐeは大気圧Ｐaにほぼ等しいと言える。したがって、ＥＧＲガスが気筒内に供給されているときには、ＥＧＲ制御弁２２上流の圧力とスロットル弁１８上流の圧力とが等しいことになる。そして、ＥＧＲ制御弁２２下流の圧力とスロットル弁１８下流の圧力とは吸気管圧力Ｐmであるので、そもそも等しい。 Incidentally, the EGR gas is supplied into the cylinder mainly during the engine low load operation. In the engine low load operation, the exhaust pressure P e is said to be approximately equal to the atmospheric pressure P a. Therefore, when EGR gas is supplied into the cylinder, the pressure upstream of the EGR control valve 22 is equal to the pressure upstream of the throttle valve 18. Since the pressure downstream of the EGR control valve 22 and the pressure downstream of the throttle valve 18 are the intake pipe pressure P m, they are equal in the first place.

すなわち、ＥＧＲガスが気筒内に供給されているときには、ＥＧＲ制御弁２２上下流の圧力が、それぞれ、スロットル弁１８上下流の圧力に等しい。そして、この場合、ＥＧＲ開度をそれに等価のスロットル開度に比較的簡単に換算することができる。次に、このＥＧＲ開度の換算方法について説明する。   That is, when the EGR gas is supplied into the cylinder, the pressure upstream and downstream of the EGR control valve 22 is equal to the pressure upstream and downstream of the throttle valve 18, respectively. In this case, the EGR opening can be converted into the throttle opening equivalent to it relatively easily. Next, a method for converting the EGR opening will be described.

すなわち、ＥＧＲ制御弁２２上下流の圧力をそれぞれスロットル弁１８上下流の圧力に等しくし且つ機関回転数ＮＥを一定とすると、幾つかの異なるＥＧＲ開度θe（＝０、θe１、θe２、θe３）におけるスロットル開度θtと吸気管圧力Ｐm-egrとの関係は、図３８に示したようになる。 That is, if the pressures upstream and downstream of the EGR control valve 22 are equal to the pressures upstream and downstream of the throttle valve 18 and the engine speed NE is constant, several different EGR opening degrees θ e (= 0, θ e 1, θ The relationship between the throttle opening θ t and the intake pipe pressure P m-egr in e 2, θ e 3) is as shown in FIG.

すなわち、ＥＧＲ開度が同じであれば、スロットル開度が大きくなるほど、吸気管負圧Ｐm-egrは大気圧Ｐaに向かって高くなる。また、スロットル開度が同じであれば、ＥＧＲ開度が大きくなるほど、吸気管負圧Ｐm-egrは大気圧に向かって大きくなる。 That is, if the EGR opening degree is the same, the more the throttle opening is large, the negative pressure P m-egr intake pipe increases toward the atmospheric pressure P a. If the throttle opening is the same, the intake pipe negative pressure P m-egr increases toward the atmospheric pressure as the EGR opening increases.

そして、機関回転数ＮＥが大きくなると、吸気管圧力Ｐm-egrは低くなる傾向にあるので、図３８に示した例では、機関回転数ＮＥが大きくなるほど、各ＥＧＲ開度におけるスロットル開度と吸気管圧力との関係を示す曲線は、全体的に、下方に移動する。 Since the intake pipe pressure P m-egr tends to decrease as the engine speed NE increases, in the example shown in FIG. 38, the throttle opening at each EGR opening increases as the engine speed NE increases. The curve indicating the relationship with the intake pipe pressure moves downward as a whole.

図３８を参照すれば、スロットル開度が零であって且つＥＧＲ開度がθe１であるときには、吸気管圧力は値Ｐm-egr１となっていることが分かる。一方、吸気管圧力がこの値Ｐm-egr１であるが、ＥＧＲ開度が零（θe＝０）であるときには、スロットル開度はθt１であることが分かる。 Referring to FIG. 38, it can be seen that when the throttle opening is zero and the EGR opening is θ e 1, the intake pipe pressure is a value P m-egr 1. On the other hand, although the intake pipe pressure is this value P m-egr 1, when the EGR opening is zero (θ e = 0), it can be seen that the throttle opening is θ t 1.

すなわち、吸気管圧力が同じ値Ｐm-egr１であるときに、スロットル開度が零であれば、ＥＧＲ開度がθe１であり、逆に、ＥＧＲ開度が零であれば、スロットル開度はθt１である。 That is, when the intake pipe pressure is the same value P m-egr 1, if the throttle opening is zero, the EGR opening is θ e 1. Conversely, if the EGR opening is zero, the throttle The opening is θ t 1.

したがって、図３８に示した例において、ＥＧＲ開度θe１をスロットル開度に換算すると、値θt１であるということになる。同様に、図３８に示した例において、ＥＧＲ開度θe２をスロットル開度に換算すると、値θt２であり、ＥＧＲ開度θ３をスロットル開度に換算すると、値θt３である。 Therefore, in the example shown in FIG. 38, when the EGR opening degree θ e 1 is converted into the throttle opening degree, the value is θ t 1. Similarly, in the example shown in FIG. 38, when the EGR opening θ e 2 is converted into the throttle opening, the value θ t 2 is obtained, and when the EGR opening θ 3 is converted into the throttle opening, the value θ t 3 is obtained. .

こうしたＥＧＲ開度とそれと等価なスロットル開度（等価スロットル開度）との関係を示すと、図３９に示したようになり、ここでは、等価スロットル開度がほぼＥＧＲ開度の一次関数となっている。すなわち、図３９に示したような関係を利用すれば、ＥＧＲ開度に等価なスロットル開度を比較的簡単に求めることができる。   The relationship between such an EGR opening and an equivalent throttle opening (equivalent throttle opening) is as shown in FIG. 39. Here, the equivalent throttle opening is almost a linear function of the EGR opening. ing. That is, if the relationship as shown in FIG. 39 is used, the throttle opening equivalent to the EGR opening can be obtained relatively easily.

そこで、等価スロットル開度を図３９に示されているマップの形で予め実験などで求めてＲＯＭ３４に記憶しておき、上述した条件、すなわち、ＥＧＲ制御弁２２上下流の圧力がそれぞれスロットル弁１８上下流の圧力に等しいという条件が成立するとき、あるいは、この条件が許容されるときには、このマップからＥＧＲ開度を引数として等価スロットル開度を算出し、この等価スロットル開度を実際のスロットル開度を加算し、このトータルのスロットル開度を利用するようにしてもよい。   Therefore, the equivalent throttle opening is obtained in advance in the form of a map shown in FIG. 39 by experiments or the like and stored in the ROM 34, and the above-described conditions, that is, the pressures upstream and downstream of the EGR control valve 22 are respectively controlled by the throttle valve When the condition equal to the upstream / downstream pressure is satisfied, or when this condition is allowed, the equivalent throttle opening is calculated from this map using the EGR opening as an argument, and this equivalent throttle opening is calculated as the actual throttle opening. The total throttle opening may be used by adding the degree.

これによれば、上述の実施形態において、ＥＧＲ開度をパラメータとする必要がなくなるので、マップの作成労力やマップまたは計算式の計算負荷が軽減される。   According to this, in the above-described embodiment, it is not necessary to use the EGR opening as a parameter, so that the map creation effort and the calculation load of the map or the calculation formula are reduced.

もちろん、ＥＧＲ開度を直接、パラメータとして利用しないので、例えば、マップの引数が１つ減っている形になり、一般的には、マップの引数が１つ減ると、そのマップから算出される値の精度が低くなるが、上述した方法によれば、実質的には、トータルのスロットル開度の中にＥＧＲ開度が含まれているので、マップや計算式から算出される値の精度は高い。   Of course, since the EGR opening is not directly used as a parameter, for example, the map argument is reduced by one. In general, when the map argument is decreased by one, a value calculated from the map is obtained. However, according to the above-described method, since the EGR opening is substantially included in the total throttle opening, the accuracy of the value calculated from the map or the calculation formula is high. .

なお、上述したように、機関回転数ＮＥが大きくなると、各ＥＧＲ開度におけるスロットル開度と吸気管圧力との関係を示す曲線が、全体的に、下方に移動するだけであるので、吸気管圧力を同じ値とするＥＧＲ開度とスロットル開度との間の関係は、さほど、変化しない。   As described above, when the engine speed NE increases, the curve indicating the relationship between the throttle opening and the intake pipe pressure at each EGR opening only moves downward, so that the intake pipe The relationship between the EGR opening and the throttle opening with the same pressure does not change much.

したがって、図３９に示されているような関数は、機関回転数ＮＥが変動しても、ほぼ同じである。したがって、上述の方法によれば、図３９に示されているような１つのマップを利用するだけで、ＥＧＲ開度を等価スロットル開度に換算することができる。   Therefore, the function as shown in FIG. 39 is substantially the same even if the engine speed NE varies. Therefore, according to the above-described method, the EGR opening can be converted into the equivalent throttle opening only by using one map as shown in FIG.

もちろん、等価スロットル開度への換算精度を向上させるために、算出された等価スロットル開度に対する補正係数を機関回転数ＮＥを変数として求め、例えば、この補正係数を等価スロットル開度に乗じることによって、等価スロットル開度に対する機関回転数の影響を補償するようにしてもよい。   Of course, in order to improve the conversion accuracy to the equivalent throttle opening, a correction coefficient for the calculated equivalent throttle opening is obtained using the engine speed NE as a variable, and, for example, by multiplying the equivalent throttle opening by the correction coefficient. The influence of the engine speed on the equivalent throttle opening may be compensated.

また、図３９に示した関係は、スロットル開度が零であるところを基準として導き出される関係であるが、例えば、スロットル開度が機関アイドリング運転時における開度であるところを基準としても、図３９に示した関係が導き出される。   Further, the relationship shown in FIG. 39 is a relationship that is derived based on the case where the throttle opening is zero. For example, the relationship shown in FIG. 39 is also based on the case where the throttle opening is the opening during engine idling operation. The relationship shown in FIG. 39 is derived.

また、この方法を採用した場合、例えば、吸気管圧力Ｐm-egrは、機関回転数ＮＥおよびスロットル開度θtの関数（Ｐm-egr＝ｆ5（ＮＥ，θt））として予め実験等によって求められてマップの形でＲＯＭ３４に記憶されるが、このマップはＥＧＲ装置を備えていない内燃機関において、機関回転数ＮＥおよびスロットル開度θtから定常運転時における吸気管圧力Ｐm-TAを算出するためのマップと同様であるので、吸気管圧力Ｐm-egrを算出するためのマップとして、この吸気管圧力Ｐm-TAを算出するためのマップを利用することができる。 Further, when this method is adopted, for example, the intake pipe pressure P m-egr is previously tested as a function of the engine speed NE and the throttle opening θ t (P m-egr = f 5 (NE, θ t )). Although sought by like are stored in the ROM34 in the form of a map, in an internal combustion engine this map having no EGR device, the intake pipe at the time of steady state operation from the engine speed NE and the throttle opening theta t pressure P m- Since the map is similar to the map for calculating TA , the map for calculating the intake pipe pressure P m-TA can be used as the map for calculating the intake pipe pressure P m-egr .

ところで、スロットル開度θtとスロットル弁１８の開口断面積Ａtとの間には、図４０に示したような非線形的な関係がある。 Meanwhile, between the opening cross-sectional area A t of the throttle opening theta t and the throttle valve 18, non-linear relationship as shown in FIG. 40.

ここで、上述のＥＧＲ開度を等価スロットル開度に換算する方法について考えてみると、この方法では、実際のスロットル開度、すなわち、等価スロットル開度が加算される前の元のスロットル開度の値に関係なく、図３９に示されている関係を利用してＥＧＲ開度から等価スロットル開度が算出される。そして、この等価スロットル開度が実際のスロットル開度に加算される。   Here, when considering a method of converting the above-described EGR opening into an equivalent throttle opening, in this method, the actual throttle opening, that is, the original throttle opening before the equivalent throttle opening is added. Regardless of the value of, the equivalent throttle opening is calculated from the EGR opening using the relationship shown in FIG. The equivalent throttle opening is added to the actual throttle opening.

ところが、図４０を参照すれば分かるように、スロットル開度θtが同じだけ変化したとしても、元のスロットル開度θtによって、スロットル弁１８の開口断面積Ａtの変化量が異なる。単位スロットル開度当たりのスロットル弁の開口断面積Ａtの変化割合は、スロットル開度が小さい領域では、比較的小さく、スロットル開度が大きい領域では、比較的大きい。 However, as seen by reference to FIG. 40, as the throttle opening theta t is changed by the same, by the original throttle opening theta t, the change amount of the opening cross-sectional area A t of the throttle valve 18 is different. Rate of change of the opening cross-sectional area A t of the throttle valve per unit throttle opening is in the region throttle opening is small, a relatively small, in the region throttle opening is large, a relatively large.

すなわち、同じ等価スロットル開度を実際のスロットル開度に加算したとしても、その影響度合は、実際のスロットル開度、すなわち、元のスロットル開度によって異なるのである。   That is, even if the same equivalent throttle opening is added to the actual throttle opening, the degree of influence varies depending on the actual throttle opening, that is, the original throttle opening.

一方、図３９に示したマップを作成するときに基準としたスロットル開度（上述の例では、零、または、アイドリング運転時におけるスロットル開度）における傾きＳｂを図４０の曲線上にて求め、そして、図４０の曲線から求まる各スロットル開度における傾きＳで上述の傾きＳｂを割った値Ｓｂ／Ｓをスロットル開度の関数としてプロットすると、図４１の実線で示したような曲線が得られる。   On the other hand, the slope Sb at the throttle opening (in the above example, zero or the throttle opening during idling operation) used as a reference when creating the map shown in FIG. 39 is obtained on the curve of FIG. When a value Sb / S obtained by dividing the slope Sb by the slope S at each throttle opening obtained from the curve of FIG. 40 is plotted as a function of the throttle opening, a curve shown by the solid line of FIG. 41 is obtained. .

そして、傾きＳｂを傾きＳで割った値Ｓｂ／Ｓは、実際のスロットル開度に関する等価スロットル開度への補正係数である。すなわち、例えば、実際のスロットル開度がθt１であるときには、図４１において、スロットル開度θt１に対応する補正係数Ｋ１を等価スロットル開度に乗算し、この補正係数Ｋ１を乗算した後の等価スロットル開度を実際のスロットル開度に加算し、トータルのスロットル開度を算出すれば、このトータルのスロットル開度は、スロットル開度θtとスロットル弁１８の開口断面積Ａtとの間の非線形的な関係が考慮された開度となっている。 A value Sb / S obtained by dividing the slope Sb by the slope S is a correction coefficient for the equivalent throttle opening with respect to the actual throttle opening. That is, for example, when the actual throttle opening is θ t 1, the equivalent throttle opening is multiplied by the correction coefficient K1 corresponding to the throttle opening θ t 1 in FIG. of the equivalent throttle opening is added to the actual throttle opening, by calculating the total throttle opening, the throttle opening degree of the total, with the opening cross-sectional area a t of the throttle opening theta t and the throttle valve 18 The opening degree takes into consideration the non-linear relationship between them.

これによれば、等価スロットル開度が算出されるときに、スロットル開度θtとスロットル弁１８の開口断面積Ａtとの間の非線形的な関係が考慮されるので、この等価スロットル開度が加算されたトータルのスロットル開度を利用して算出される値の精度が良くなる。 According to this, when the equivalent throttle opening is calculated, since a non-linear relationship between the opening cross-sectional area A t of the throttle opening theta t and the throttle valve 18 is considered, the equivalent throttle opening The accuracy of the value calculated using the total throttle opening to which is added is improved.

なお、図４１に示されているように、スロットル開度θtが極めて大きい領域では、スロットル開度θtが大きくなっても、スロットル開口面積Ａtはそれ以上大きくならなくなり、傾きＳが零になるので、この領域では、補正係数Ｓｂ／Ｓは無限大になってしまう。 Incidentally, as shown in Figure 41, the throttle opening theta t is very large area, even if the throttle opening theta t increases, the throttle opening area A t is no longer becoming more large, the gradient S is zero Therefore, in this region, the correction coefficient Sb / S becomes infinite.

一方、この領域では、スロットル開度θtが変わっても、また、ＥＧＲ開度θeが変化しても、吸気管圧力Ｐm-egrはほとんど変化しないことが分かっているので、実質的には、等価スロットル開度は極めて小さいか、あるいは、ほとんど零であると考えても問題はない。 On the other hand, in this region, it is known that the intake pipe pressure P m-egr hardly changes even if the throttle opening θ t changes or the EGR opening θ e changes. There is no problem even if the equivalent throttle opening is considered to be very small or almost zero.

そこで、スロットル開度θtが極めて大きい領域では、図４１の破線で示したように、補正係数Ｋは零に向かって徐々に小さくなる値とするようにしてもよい。これによれば、制御上の不都合を回避すると共に制御の連続性を維持し且つ実際の現象に合致するようになる。 Therefore, in the very large region throttle opening theta t, as shown by the broken line in FIG. 41, the correction coefficient K may be gradually reduced values toward zero. This avoids inconveniences in control, maintains continuity of control, and matches the actual phenomenon.

本発明の制御装置を備えた内燃機関全体を示す図である。It is a figure which shows the whole internal combustion engine provided with the control apparatus of this invention. ＥＧＲ装置を備えていない内燃機関に適用可能な筒内流入ガス量モデルを示す図である。It is a figure which shows the cylinder inflow gas amount model applicable to the internal combustion engine which is not equipped with an EGR apparatus. スロットル開度と流量係数との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between a throttle opening and a flow coefficient. スロットル開度と開口断面積との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between throttle opening and opening cross-sectional area. 関数Φ（Ｐm／Ｐa）を示す図である。Is a diagram showing the function Φ a (P m / P a). スロットルモデルの基本概念を示す図である。It is a figure which shows the basic concept of a throttle model. ＥＧＲ装置を備えていない内燃機関に適用可能な吸気管モデルの基本概念を示す図である。It is a figure which shows the basic concept of the intake pipe model applicable to the internal combustion engine which is not equipped with an EGR apparatus. 吸気弁モデルの基本概念を示す図である。It is a figure which shows the basic concept of an intake valve model. 筒内充填ガス量および筒内流入ガス流量の定義に関する図である。It is a figure regarding the definition of the cylinder filling gas amount and the cylinder inflow gas flow rate. ＥＧＲ装置を備えた内燃機関に適用可能な本発明の筒内流入ガス量モデルを示す図である。It is a figure which shows the cylinder inflow gas amount model of this invention applicable to an internal combustion engine provided with the EGR apparatus. ＥＧＲ装置を備えた内燃機関に適用可能な吸気管モデルの基本概念を示す図である。It is a figure which shows the basic concept of the intake pipe model applicable to the internal combustion engine provided with the EGR apparatus. ＥＧＲ制御弁通過ガス流量の算出における基本概念を示す図である。It is a figure which shows the basic concept in calculation of an EGR control valve passage gas flow rate. 機関負荷率と排気圧との関係を表した図である。It is a figure showing the relationship between an engine load factor and exhaust pressure. ＥＧＲ制御弁通過ガス流量と排気温度との関係を表した図である。It is a figure showing the relationship between an EGR control valve passage gas flow rate and exhaust temperature. ＥＧＲ制御弁通過ガス流量が変化したときの流入排気ガス分流量の変化を示す図である。It is a figure which shows the change of an inflow exhaust gas partial flow rate when an EGR control valve passage gas flow rate changes. 流入排気ガス分流量に関する無駄時間Ｔｄ１と時定数τ１とを示す図である。It is a figure which shows the dead time Td1 regarding the inflow exhaust gas partial flow rate, and time constant (tau) 1. 筒内流入排気ガス流量に関する無駄時間Ｔｄ２と時定数τ２とを示す図である。It is a figure which shows the dead time Td2 and time constant (tau) 2 regarding cylinder inflow exhaust gas flow volume. ＥＧＲ制御弁通過ガス量ｍegrを説明するための図である。It is a figure for demonstrating the EGR control valve passage gas amount m egr . 排気圧Ｐe、排気温度Ｔe、およびＰe／√Ｔeを示す線図である。Exhaust pressure P e, is a graph showing the exhaust temperature T e, and P e / √T e. 関数Φ（Ｐm／Ｐe）を示す線図である。It is a diagram which shows a function ( Pm / Pe ). 機関負荷率ＫＬｏｎと吸気管圧力Ｐmとの関係の一例を示す線図である。Is a diagram showing an example of a relationship between the engine load factor KLon and the intake pipe pressure P m. 勾配ｅ１，ｅ２を示す線図である。It is a diagram which shows gradient e1, e2. 接続点における吸気管圧力ｄを示す線図である。It is a diagram which shows the intake pipe pressure d in a connection point. 接続点における機関負荷率ｒを示す線図である。It is a diagram which shows the engine load factor r in a connection point. 機関負荷率ＫＬｏｎと吸気管圧力Ｐmとの関係の一例を示す線図である。Is a diagram showing an example of a relationship between the engine load factor KLon and the intake pipe pressure P m. 機関負荷率ＫＬｏｆｆと吸気管圧力Ｐmとの関係の一例を示す線図である。Is a diagram showing an example of a relationship between the engine load ratio KLoff and the intake pipe pressure P m. 勾配ａ１，ａ２を示す線図である。It is a diagram which shows gradient a1, a2. 接続点における機関負荷率ｃを示す線図である。It is a diagram which shows the engine load factor c in a connection point. 差ΔＫＬを説明するための線図である。It is a diagram for demonstrating difference (DELTA) KL. ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrの算出ルーチンを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the calculation routine of the EGR control valve passage gas flow rate m egr . 差ΔＫＬと吸気管圧力Ｐmとの関係の一例を示す線図である。Is a diagram showing an example of the relationship between the difference ΔKL the intake pipe pressure P m. 勾配ｈ１，ｈ２および接続点における差ｉを示す線図である。It is a diagram which shows the difference i in gradient h1, h2 and a connection point. 本発明の別の実施形態による、ＥＧＲ制御弁通過ガス流量ｍegrの算出ルーチンを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the calculation routine of the EGR control valve passage gas flow rate m egr by another embodiment of this invention. ＥＧＲ開度とステップ数θeとの関係を示す線図である。It is a diagram which shows the relationship between an EGR opening degree and step number (theta) e . 各種補正係数を示す線図である。It is a diagram which shows various correction coefficients. 本発明のさらに別の実施形態を示す内燃機関の部分図である。FIG. 6 is a partial view of an internal combustion engine showing still another embodiment of the present invention. 吸気管圧力Ｐmが最高圧Ｐmmaxを越えたときの機関負荷率ＫＬを示す線図である。Intake pipe pressure P m is a diagram showing the engine load factor KL when exceeding the maximum pressure P mmax. スロットル開度θtと吸気管圧力Ｐm-egrとの関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between throttle opening (theta) t and intake pipe pressure Pm-egr . ＥＧＲ開度θeとそれに等価のスロットル開度θtとの関係を示す図である。It is a diagram showing the relationship between the EGR opening degree theta e and its equivalent of the throttle opening theta t. スロットル開度θtとスロットル弁の開口断面積Ａtとの関係を示す図である。Is a diagram showing the relationship between the opening cross-sectional area A t of the throttle opening theta t and the throttle valve. 実際のスロットル開度θtと補正係数Ｋとの関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between actual throttle opening (theta) t and the correction coefficient K. FIG.

符号の説明Explanation of symbols

１ 機関本体
５ 燃焼室
６ 吸気弁
７ 吸気ポート
８ 排気弁
１１ 燃料噴射弁
１３ 吸気管
１８ スロットル弁
２２ ＥＧＲ制御弁 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine main body 5 Combustion chamber 6 Intake valve 7 Intake port 8 Exhaust valve 11 Fuel injection valve 13 Intake pipe 18 Throttle valve 22 EGR control valve

Claims (3)

排気通路をスロットル弁下流の吸気通路に排気ガス再循環通路を介して接続すると共に該排気ガス再循環通路内を流れる排気ガスの流量を制御する排気ガス流量制御弁を排気ガス再循環通路内に配置した内燃機関において、スロットル弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する空気の量と、排気ガス流量制御弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する排気ガスの量であって、スロットル弁下流の吸気通路内の圧力及び排気通路内の圧力に基づき算出される排気ガスの量と、スロットル弁下流の吸気通路から内燃機関の気筒内に流入するガスの量との間において質量保存則上成立する関係式と、スロットル弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する空気のエネルギ量と、排気ガス流量制御弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する排気ガスのエネルギ量であって、前記排気ガス流量制御弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する排気ガスの量と該排気ガスの温度とに基づき算出されるエネルギ量と、スロットル弁下流の吸気通路から内燃機関の気筒内に流入するガスのエネルギ量との間においてエネルギ保存則上成立する関係式とを用いた数値計算によって、スロットル弁下流の吸気通路内の圧力および温度の少なくとも一方を算出する圧力・温度算出装置。   An exhaust gas flow control valve for controlling the flow rate of the exhaust gas flowing in the exhaust gas recirculation passage and connecting the exhaust passage to the intake passage downstream of the throttle valve via the exhaust gas recirculation passage is provided in the exhaust gas recirculation passage. In the arranged internal combustion engine, the amount of air passing through the throttle valve and flowing into the intake passage downstream of the throttle valve, and the amount of exhaust gas passing through the exhaust gas flow control valve and flowing into the intake passage downstream of the throttle valve The amount of exhaust gas calculated based on the pressure in the intake passage downstream of the throttle valve and the pressure in the exhaust passage, and the amount of gas flowing into the cylinder of the internal combustion engine from the intake passage downstream of the throttle valve The relational expression that holds in the law of conservation of mass, the energy amount of air that passes through the throttle valve and flows into the intake passage downstream of the throttle valve, and the exhaust gas flow control valve The amount of energy of exhaust gas flowing into the intake passage downstream of the shuttle valve, the amount of exhaust gas passing through the exhaust gas flow control valve and flowing into the intake passage downstream of the throttle valve, and the temperature of the exhaust gas The throttle valve is calculated by numerical calculation using the relational expression established in accordance with the law of conservation of energy between the energy amount calculated based on the above and the energy amount of gas flowing into the cylinder of the internal combustion engine from the intake passage downstream of the throttle valve. A pressure / temperature calculation device for calculating at least one of pressure and temperature in a downstream intake passage. 上記排気ガス流量制御弁を通過する排気ガスの量が、定常運転時で且つ気筒内に流入する排気ガスの流量が零であるときに気筒内に流入する空気の流量と、定常運転時で且つ気筒内に流入する排気ガスの流量が零ではないときに気筒内に流入する空気の流量との差をスロットル下流の吸気通路内の圧力を変数として表した関数式から算出される請求項１に記載の圧力・温度算出装置。   The amount of exhaust gas passing through the exhaust gas flow rate control valve is equal to the flow rate of air flowing into the cylinder when the steady state operation and the flow rate of exhaust gas flowing into the cylinder are zero, and the steady state operation and The difference between the flow rate of the exhaust gas flowing into the cylinder and the flow rate of the air flowing into the cylinder when the flow rate of the exhaust gas flowing into the cylinder is not zero is calculated from a functional expression expressing the pressure in the intake passage downstream of the throttle as a variable. The pressure / temperature calculation device described. 上記排気ガス流量制御弁を通過してスロットル弁下流の吸気通路内に流入する排気ガスの温度が機関運転状態を表すパラメータを変数とするマップから算出される請求項１に記載の圧力・温度算出装置。   The pressure / temperature calculation according to claim 1, wherein the temperature of the exhaust gas passing through the exhaust gas flow control valve and flowing into the intake passage downstream of the throttle valve is calculated from a map having a parameter representing an engine operating state as a variable. apparatus.
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