JP2011149312A - Control device of internal combustion engine - Google Patents
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Abstract
Description
この発明は、内燃機関の制御装置に関し、より具体的には、内燃機関のサージングを防止しつつ、より最適な位相を実現するように可変動弁機構を制御する制御装置に関する。 The present invention relates to a control device for an internal combustion engine, and more particularly, to a control device that controls a variable valve mechanism so as to realize a more optimal phase while preventing surging of the internal combustion engine.
下記の特許文献１には、エンジンの燃焼不安定状態を検出するためのラフネスセンサを設け、該ラフネスの発生時において、少なくとも低回転低負荷時には、吸排気ポートのオーバーラップが小さくなる方向に、吸排気ポートの開閉タイミングの補正を行うことが開示されている。
In
また、下記の特許文献２には、所定のサンプリング母数分のトルク変動量から標準偏差または不偏分散を算出し、該算出した標準偏差または不偏分散に基づいて、燃焼状態を示すパラメータとしての燃焼ラフネス値を算出することが記載されている。
Further, in
吸排気弁の開閉タイミングによっては、内燃機関においてサージングが発生するおそれがある。サージングは、エンジンの不整燃焼により、車体が前後に周期的に振動する現象をいう。サージングが発生すると、車両のドライバビリティが低下するため、サージングを防止することが望まれる。 Depending on the opening / closing timing of the intake / exhaust valve, surging may occur in the internal combustion engine. Surging is a phenomenon in which the vehicle body periodically oscillates back and forth due to irregular combustion of the engine. When surging occurs, the drivability of the vehicle decreases, so it is desirable to prevent surging.
上記の特許文献１では、燃焼の不安定状態を検出するセンサを別途設けており、このような付加的なセンサは、コスト高を招くおそれがある。また、センサ出力のばらつきによって、所望の精度を維持するのが困難となるおそれがある。
In the above-mentioned
また、サージングが発生する条件は、車両の等価慣性重量や動力伝達機構の変速比に応じて変化する。上記の文献では、これらのパラメータについて何ら考慮されていない。 In addition, the conditions under which surging occurs change according to the equivalent inertia weight of the vehicle and the gear ratio of the power transmission mechanism. In the above-mentioned document, no consideration is given to these parameters.
また、最近の内燃機関においては、可変動弁機構を搭載し、吸気弁の開閉タイミング（位相）やそのリフト量を制御することが行われている。このような可変動弁機構においては、位相を進角することにより、ポンピングロスを低減し、よって燃費向上を図ることができる。他方、位相を進角しすぎると、吸気弁と排気弁が共に開いているオーバーラップ期間が大きくなり、サージングが発生するおそれがある。 In recent internal combustion engines, a variable valve mechanism is mounted to control the opening / closing timing (phase) of the intake valve and its lift amount. In such a variable valve mechanism, the pumping loss can be reduced by advancing the phase, thereby improving the fuel consumption. On the other hand, if the phase is advanced too much, the overlap period during which both the intake valve and the exhaust valve are open becomes large, and surging may occur.
したがって、この発明の一つの目的は、コスト高を招くことなく、より良好な精度でサージングを防止することができる手法を提供することである。また、この発明の他の目的は、サージングを防止しつつ、最適な進角量を持つ位相となるように、可変動弁機構を制御する手法を提供することである。 Accordingly, one object of the present invention is to provide a technique capable of preventing surging with better accuracy without incurring high costs. Another object of the present invention is to provide a method for controlling a variable valve mechanism so as to achieve a phase having an optimum advance amount while preventing surging.
この発明の一つの側面によると、車両に搭載され、吸気弁と排気弁のオーバーラップ期間を変更可能な可変動弁機構を有する内燃機関の制御装置が、内燃機関の回転速度に応じた回転速度パラメータ（ＯＭＧ）を検出する回転速度パラメータ検出手段と、前記回転速度パラメータに基づいて、気筒別の出力トルクを表す気筒別トルクパラメータ（ＭＦＪＵＤ）を算出する手段と、前記算出された気筒別トルクパラメータの標準偏差（σ＿ＴＲＱ）を算出する手段と、動力伝達機構の変速比毎に、サージングによる振動の許容加速度を規定した許容加速度マップ（図１０（ａ））、および車両の等価慣性重量毎に、該許容加速度に対応する気筒別トルクパラメータの標準偏差を規定した標準偏差マップ（図１０（ｂ））を記憶する記憶手段と、前記車両に搭載された動力伝達機構について検出された現在の変速比に基づいて前記許容加速度マップを参照し、対応するサージングの許容加速度を求める手段と、前記求めた許容加速度と前記車両の等価慣性重量に基づいて前記標準偏差マップを参照し、対応する標準偏差をしきい値（σ＿ＴＲＱ＿ＳＵＲ）として求める手段と、前記算出された標準偏差が前記求めたしきい値より大きければ、サージングが発生する可能性がある状態（Ｆ＿ＳＵＲＧＥ）と判定する手段と、サージングが発生する可能性がある状態と判定されたならば、前記オーバーラップ期間が小さくなるように、前記可変動弁機構を制御する制御手段と、を備える。 According to one aspect of the present invention, a control device for an internal combustion engine that is mounted on a vehicle and has a variable valve mechanism that can change an overlap period of an intake valve and an exhaust valve is provided with a rotational speed corresponding to the rotational speed of the internal combustion engine. Rotation speed parameter detection means for detecting a parameter (OMG), means for calculating a cylinder specific torque parameter (MFJUD) representing output torque for each cylinder based on the rotation speed parameter, and the calculated cylinder specific torque parameter A standard deviation (σ_TRQ) of the power transmission mechanism, a permissible acceleration map (FIG. 10A) defining permissible acceleration of vibration due to surging for each speed ratio of the power transmission mechanism, and for each equivalent inertia weight of the vehicle, Storage means for storing a standard deviation map (FIG. 10B) that defines the standard deviation of the cylinder-specific torque parameter corresponding to the allowable acceleration; The means for obtaining the permissible acceleration of the corresponding surging by referring to the permissible acceleration map based on the current speed ratio detected for the power transmission mechanism mounted on the vehicle, the permissible acceleration obtained and the equivalent inertia of the vehicle Means for obtaining the corresponding standard deviation as a threshold (σ_TRQ_SUR) by referring to the standard deviation map based on weight, and surging can occur if the calculated standard deviation is greater than the obtained threshold. And a control means for controlling the variable valve mechanism so that the overlap period is reduced if it is determined that surging is likely to occur. .
この発明によれば、内燃機関の回転速度に基づいて算出された気筒別トルクパラメータに基づいて、サージングが発生する可能性のある状態かどうかを判定するので、付加的なセンサを設けることなく、該サージングが発生する可能性のある状態かどうかを判定することができる。また、車両の等価慣性重量と動力伝達機構の変速比を考慮して該判定を行うので、良好な精度でサージングの発生を判定することができる。よって、サージングを防止しつつ、より最適な位相となるよう可変動弁機構を制御することができる。 According to the present invention, it is determined based on the cylinder-specific torque parameter calculated based on the rotational speed of the internal combustion engine whether surging is likely to occur, so without providing an additional sensor, It can be determined whether or not the surging is likely to occur. In addition, since the determination is performed in consideration of the equivalent inertia weight of the vehicle and the gear ratio of the power transmission mechanism, it is possible to determine the occurrence of surging with good accuracy. Therefore, it is possible to control the variable valve mechanism so as to achieve a more optimal phase while preventing surging.
この発明の一実施形態によると、内燃機関の運転状態に基づいて、吸気バルブの最適位相（ＣＡＩＮＣＭＤＭ）を求める手段を備え、前記制御手段は、前記サージングが発生する可能性がある状態と判定されたならば、前記吸気バルブの位相を、前記最適位相から第１の所定量（ＣＡＩＮ＿ＰＲＥ）だけ遅角させる遅角制御を、前記可変動弁機構を介して行うことにより、前記オーバーラップ期間を小さくする。こうして、サージングの発生の可能性があると判定されたときには位相が遅角されるので、サージングを防止することができる。 According to one embodiment of the present invention, it is provided with means for obtaining the optimum phase (CAINCMDM) of the intake valve based on the operating state of the internal combustion engine, and the control means is determined to be in a state where the surging may occur. If this is the case, the overlap period can be reduced by performing, via the variable valve mechanism, retard control that retards the phase of the intake valve by a first predetermined amount (CAIN_PRE) from the optimum phase. To do. Thus, since it is determined that there is a possibility of occurrence of surging, the phase is retarded, so surging can be prevented.
この発明の一実施形態によると、前記制御手段は、さらに、前記サージングが発生する可能性がある状態と判定されたことに応じた前記遅角制御の後に、該サージングが発生する可能性のある状態が解消されたならば、前記吸気バルブの位相を、前記第１の所定量だけ遅角させた位相から、第２の所定量（ΔＣＡＩＮ）ずつ前記最適位相に向けて進角させる進角制御を、前記可変動弁機構を介して行う。このように、一旦遅角された位相は、サージングの発生のおそれがないと判断される限り、最適位相に向けて進角されるので、サージングを防止しつつ、より最適な位相を実現して、ポンピングロスを低減し、燃費向上を図ることができる。 According to an embodiment of the present invention, the control unit may further generate the surging after the retardation control according to the determination that the surging is likely to occur. If the condition is resolved, the advance angle control advances the phase of the intake valve from the phase retarded by the first predetermined amount toward the optimum phase by a second predetermined amount (ΔCAIN). Is performed via the variable valve mechanism. In this way, the phase once retarded is advanced toward the optimum phase as long as it is determined that there is no risk of surging. Therefore, a more optimal phase can be realized while preventing surging. , Pumping loss can be reduced and fuel consumption can be improved.
この発明の一実施形態によると、前記制御手段は、さらに、前記進角制御によって進角された前記吸気バルブの位相に対し、前記最適位相で上限リミット処理する。このような上限リミット処理を行うことにより、進角された位相が、最適位相を超えることが防止される。 According to an embodiment of the present invention, the control means further performs upper limit processing at the optimum phase with respect to the phase of the intake valve advanced by the advance angle control. By performing such an upper limit process, the advanced phase is prevented from exceeding the optimum phase.
本発明のその他の特徴及び利点については、以下の詳細な説明から明らかである。 Other features and advantages of the present invention will be apparent from the detailed description that follows.
次に図面を参照してこの発明の実施の形態を説明する。図１は、この発明の実施形態に従う、内燃機関（以下、エンジンと呼ぶ）およびその制御装置の全体的な構成図である。 Next, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is an overall configuration diagram of an internal combustion engine (hereinafter referred to as an engine) and its control device according to an embodiment of the present invention.
電子制御ユニット（以下、「ＥＣＵ」）という）１０は、入出力インターフェース、中央演算処理装置（ＣＰＵ）、およびメモリを備えるコンピュータである。メモリには、車両の様々な制御を実現するためのコンピュータ・プログラムおよび該プログラムの実施に必要なデータを格納することができる。本発明に従う様々な制御のためのプログラム、および該プログラムの実行の際に用いるデータおよびマップは、メモリに格納されている。ＥＣＵ１０は、車両の各部から送られてくるデータを入出力インターフェースを介して受け取って演算を行い、制御信号を生成し、これを、該入出力インターフェースを介してエンジンの各部を制御するために送る。
An electronic control unit (hereinafter referred to as “ECU”) 10 is a computer including an input / output interface, a central processing unit (CPU), and a memory. The memory can store a computer program for realizing various controls of the vehicle and data necessary for executing the program. Programs for various controls according to the present invention, and data and maps used in executing the programs are stored in a memory. The
エンジン１２は、この実施形態では６気筒を備えており、図には、そのうちの一つの気筒が概略的に示されている。エンジン１２は、吸気バルブ１４を介して吸気管１６に連結され、排気バルブ１８を介して排気管２０に連結されている。ＥＣＵ１０からの制御信号に従って燃料を噴射する燃料噴射弁２２が、吸気管１６に設けられている。代替的に、燃料噴射弁２２を、燃焼室２４に設けてもよい。
The
エンジン１２は、吸気管１６から吸入される空気と、燃料噴射弁２２から噴射される燃料との混合気を、燃焼室２４に吸入する。燃料室２４には、ＥＣＵ１０からの点火時期信号に従って火花を飛ばす点火プラグ２６が設けられている。点火プラグ２６による火花により、混合気は燃焼する。この燃焼により混合気の体積は増大し、ピストン２８を下方に押し下げる。ピストン２８の往復運動は、クランク軸３０の回転運動に変換される。４サイクルエンジンでは、エンジンのサイクルは、吸入、圧縮、燃焼、および排気行程からなる。ピストン２８は、１サイクルにつき２往復する。
The
連続可変動弁機構３１は、この実施形態では、可変リフト機構３２および可変位相機構３３から構成される。可変リフト機構３２は、ＥＣＵ１０からの制御信号に従って、吸気バルブ１４のリフト量を連続的に変更することができる機構である。可変リフト機構３２は、任意の既知の手法により実現することができる。例えば、カム、リフト可変リンク、アッパーリンク、ロアリンクから構成され、ロアリンクの角度をアクチュエータなどで変更して、バルブの最大リフト量を制御する手法が提案されている（たとえば、特開２００４−０３６５６０号を参照）。
In this embodiment, the continuously
可変位相機構３３は、ＥＣＵ１０からの制御信号に従って、吸気バルブ１４の位相を連続的に変更する。可変位相機構は、任意の既知の手法により実現することができる。たとえば、電磁的に吸気バルブの位相を進角または遅角に制御する手法が提案されている（たとえば、特開２０００―２２７０３３号を参照）。
The
なお、代替的に、可変リフト機構３２および可変位相機構３３を一体的に構成してもよい。また、本願発明は、リフト量および位相を連続的に変更可能なこれら機構に限定されるわけではなく、リフト量および位相を段階状に変更可能な機構にも適用可能である。
Alternatively, the
ＥＣＵ１０には、エンジン１２のクランク軸３０の回転角度を検出するクランク角センサ３３およびエンジン１２の吸気バルブ１４を駆動するカムが連結されたカム軸の回転角度を検出するカム角センサ３４が接続されており、これらのセンサの検出値はＥＣＵ１０に供給される。クランク角センサ３３は、所定のクランク角度毎に１パルス（ＣＲＫパルス）を発生し、該パルスにより、クランク軸３０の回転角度位置を特定することができる。また、カム角センサ３４は、エンジン１２の特定の気筒の所定クランク角度位置でパルス（ＣＹＬパルス）と、各気筒の吸入行程開始時の上死点（ＴＤＣ）でパルス（ＴＤＣパルス）を発生する。これらのパルスは、燃料噴射時期、点火時期等の各種の制御タイミングおよびエンジン回転数の検出に使用される。
The
なお、カム角センサ３４により出力されるＴＤＣパルスと、クランク角センサ３３により出力されるＣＲＫパルスとの相対関係から、吸気バルブ１４のカム軸の実際の位相ＣＡＩＮが検出される。この実施例では、位相ＣＡＩＮは、最遅角をゼロとし、進角になるほど大きい値を持つ。
The actual phase CAIN of the cam shaft of the
また、連続可変動弁機構３１には、吸気バルブ１４のリフト量ＬＦＴを検出するためのリフト量センサ３５が設けられ、該センサは、ＥＣＵ１０に接続されている。リフト量センサ３５は、任意の適切な手法により構成されることができる。たとえば、ポテンショメータにより、これらのセンサを構成することができる。該センサの検出値は、ＥＣＵ１０に送られる。
The continuously
吸気管１６内にはスロットル弁４６が配置されている。スロットル弁４６は、ＥＣＵ１０からの制御信号に応じてアクチュエータ(図示せず)によって駆動されるドライブバイワイヤ（drive by wire：ＤＢＷ）式のスロットル弁である。
A
スロットル弁開度センサ４８がスロットル弁４６に設けられており、スロットル開度ＴＨに応じた信号をＥＣＵ１０に出力する。
A throttle
吸気管１６のスロットル弁４６の上流側に、エアフローメータ５０が設置されている。エアフローメータ５０は、吸入空気量を示す電気信号をＥＣＵ１０に出力する。
An
吸気管１６のスロットル弁４６の下流には吸気管内圧力センサ５２および吸気温センサ５４が備えられ、それぞれ、吸気管内絶対圧ＰＢおよび吸気温度ＴＡを示す電気信号をＥＣＵ１０に出力する。また、大気圧センサ５５がエンジン外部の任意の位置に設置されており、大気圧ＰＡを示す電気信号をＥＣＵ１０に出力する。さらに、エンジン１２の水温ＴＷを検出するエンジン水温センサ５６が備えられ、エンジンの水温を示す電気信号をＥＣＵ１０に出力する。
An intake
排気管２０の触媒５８の上流側にはＬＡＦ(linear air-fuel)センサ６０が設置されている。ＬＡＦセンサ６０は、リーンからリッチにわたる広範囲において排ガス中の酸素濃度に比例する信号をＥＣＵ１０に出力する。
A LAF (linear air-fuel)
エンジン１２には、エンジンの回転を車輪に伝達するための動力伝達装置（図示せず）が接続されており、該装置は、変速動作を行う変速機と、該回転を伝達する各種のシャフト、および左右輪の回転速度を調整する作動歯車装置など（いずれも図示せず）を備えている。変速機は、任意の種類のものでよく、たとえば、手動変速機（ＭＴ）、自動ＭＴ、自動変速機（ＡＴ）、および無断連続変速機（ＣＶＴ）のいずれかであることができる。
The
変速機は、シフトレバーのポジションが、Ｐ（パーキング）およびＮ（ニュートラル）にシフトされたときには、クラッチを解放することにより、エンジン１２の回転の車輪への伝達を遮断する。シフトレバーのポジションがＲ（後退）およびＤ（ドライブ）にシフトされたときには、所望の変速比を実現するようクラッチを締結して、エンジンの回転を車輪に伝達する。たとえば、手動変速機や自動ＭＴの場合には、変速機とエンジンの間に該クラッチが設けられており、該クラッチの締結および解放を介して、エンジンの回転の車輪への伝達を制御することができる。自動変速機で典型的に採用されるトルクコンバータ方式の場合には、副変速機内のクラッチの締結および解放を介して、エンジンの回転の車輪への伝達を制御することができる。これらのクラッチの締結および解放を検出するためのセンサすなわちクラッチスイッチ６１が設けられており、該クラッチスイッチ６１の出力信号は、ＥＣＵ１０に供給される。また、変速機には、変速機によって現在選択されている変速比を検出するための変速比センサ６３が設けられており、該変速比センサ６３の出力信号は、ＥＣＵ１０に供給される。
When the position of the shift lever is shifted to P (parking) and N (neutral), the transmission disengages the transmission of the rotation of the
図２を参照すると、この発明の一実施形態に従う、吸排気バルブの開閉特性が示されている。縦軸はリフト量を示し、横軸はクランク角度を表す。連続可変動弁機構３１により、吸気バルブ１４の位相を連続的に変化させることができると共に、リフト量（吸気バルブが開かれる最大リフト量）を連続的に変化させることができる。
Referring to FIG. 2, the opening / closing characteristics of an intake / exhaust valve according to an embodiment of the present invention are shown. The vertical axis represents the lift amount, and the horizontal axis represents the crank angle. The continuously
排気バルブ１８のクランク角度に対するリフト量（以下、作動特性と呼ぶ）が、符合ＥＸ１によって示されている。実線で示されるＩＮ１１〜ＩＮ１５は、吸気バルブ１４の基準位相における作動特性を示している。この実施例では、該基準位相は、ＴＤＣ（圧縮上死点）に対して最遅角の所に設定されており、該基準位相をゼロ度とする。ＩＮ１５からＩＮ１１に向けて、リフト量は増大しており、エンジンの運転状態に応じて、ＩＮ１１〜ＩＮ１５の間で作動特性が切り換えられる。点線で示されるＩＮ２１〜ＩＮ２５は、作動特性ＩＮ１１〜ＩＮ１５がそれぞれＴＤＣに対して最進角された状態の作動特性を示している。
The lift amount with respect to the crank angle of the exhaust valve 18 (hereinafter referred to as the operating characteristic) is indicated by the symbol EX1. IN11 to IN15 indicated by solid lines indicate operating characteristics of the
図に示されるように、この可変動弁機構においては、位相を進角にするほど、吸気バルブの閉タイミングが早くなるので、ポンピングロスを低減することができ、よって燃費向上を図ることができる。他方、位相を進角にするほど、吸気バルブと排気バルブが共に開いているオーバーラップ期間が長くなる。そのため、排気の吹き返し等が生じやすくなり、サージングを誘起するおそれがある。 As shown in the figure, in this variable valve mechanism, the more the phase is advanced, the earlier the closing timing of the intake valve, so that the pumping loss can be reduced, and the fuel efficiency can be improved. . On the other hand, as the phase is advanced, the overlap period in which both the intake valve and the exhaust valve are open becomes longer. For this reason, exhaust blow-back is likely to occur, and surging may be induced.
したがって、本願発明では、サージングを防止することが可能な最適な進角量に、位相を制御する手法を提案する。まず、本願発明の当該手法に至った技術的根拠を、図３〜図６を参照して説明する。 Therefore, the present invention proposes a method of controlling the phase to the optimum advance amount that can prevent surging. First, the technical basis that led to the method of the present invention will be described with reference to FIGS.
図３は、車両の商品性を考察した実験結果の一例を示す。図の横軸は、可変動弁機構３１の前述した吸気バルブ１４の位相を示し、ゼロ度（最遅角）を基準として、右に行くほど進角量が大きいことを表している。符号７１は、該位相に対する、後述する気筒毎の出力トルクを表す気筒別トルクパラメータの標準偏差の推移を示す。標準偏差の値が小さいほど、該気筒の出力トルクの変動量（ばらつき）が小さいことを示す。符号７３は、該位相に対する体感ポイントの推移を示す。体感ポイントは、車両の商品性を表すポイント（点数）であり、専門の評価者が車両を運転した際に、体感によって、サージングをどの程度感じるかを表したものである。体感ポイントの値が高いほど、サージングが抑制されており、よって商品性が高いことを示す。
FIG. 3 shows an example of an experimental result considering the merchantability of the vehicle. The horizontal axis of the figure indicates the phase of the above-described
図に示すように、位相が遅角側にあるときには、体感ポイントは、ほぼ一定の値で推移しており、標準偏差も、安定した挙動を示している。しかしながら、位相の進角量が大きくなると、領域７５で示されるように、体感ポイントが減少し始める。それに伴い、標準偏差の値が急激に上昇し始める。
As shown in the figure, when the phase is on the retard side, the sensation point changes at a substantially constant value, and the standard deviation also shows a stable behavior. However, as the phase advance amount increases, as shown by the
すなわち、位相の進角量が大きくなりすぎると、体感によって認識可能なサージングが発生することがわかる。また、体感ポイントの減少に伴い、気筒別トルクパラメータの標準偏差の値が急激に上昇し始めることがわかる。 That is, it can be understood that if the phase advance amount becomes too large, surging that can be recognized by the bodily sensation occurs. It can also be seen that the standard deviation value of the cylinder-specific torque parameter starts to increase rapidly as the sensation points decrease.
また、図４を参照すると、所定の気筒について、（ａ）は、位相が基準位相（前述したように、ゼロ度）にあるときの気筒別トルクパラメータの値の時間的推移を示し、（ｂ）は、位相が、基準位相に対して所定量だけ進角したときの、気筒別トルクパラメータの値の時間的推移を示す。位相が進角するほど、気筒別トルクパラメータの変動量が大きくなっているのがわかる。 Referring to FIG. 4, for a given cylinder, (a) shows the temporal transition of the value of the cylinder-specific torque parameter when the phase is at the reference phase (as described above, zero degree), and (b ) Shows the temporal transition of the value of the torque parameter for each cylinder when the phase is advanced by a predetermined amount with respect to the reference phase. It can be seen that the amount of variation in the torque parameter for each cylinder increases as the phase advances.
このように、サージングの観点からの商品性と、気筒別トルクパラメータの標準偏差との間には相関があり、位相の進角量が大きすぎると、該標準偏差が増大され、それに伴い、サージングの体感が増すことが判明した。したがって、気筒別トルクパラメータの標準偏差に基づいて、所定の商品性を実現するのに必要な体感ポイント値を維持することが困難なサージングの発生のおそれがある状態かどうかを判断することができる。このようなサージングの発生のおそれがある状態と判断された場合には、吸気バルブの位相を遅角させることにより、すなわちオーバーラップ期間が小さくなるように可変動弁機構を制御することにより、サージングを防止することができる。 Thus, there is a correlation between the merchantability from the viewpoint of surging and the standard deviation of the torque parameter for each cylinder. If the phase advance is too large, the standard deviation is increased. It became clear that the bodily sensation increased. Therefore, based on the standard deviation of the cylinder-specific torque parameter, it is possible to determine whether or not there is a possibility of surging that makes it difficult to maintain the sensation point value necessary to achieve a predetermined commercial value. . When it is determined that such a surging may occur, the surging is delayed by retarding the phase of the intake valve, that is, by controlling the variable valve mechanism so that the overlap period is reduced. Can be prevented.
この具体的な方法を説明すると、サージングの大きさと体感ポイントとの間の相関は予め決まっており、これが、図５に示されている。該相関は、変速比に応じて変化し、図には、一例として、変速比が３速、４速および５速のそれぞれに対応する場合についての相関が示されている。 Explaining this specific method, the correlation between the magnitude of surging and the sensation points is predetermined, and this is shown in FIG. The correlation changes in accordance with the gear ratio, and in the drawing, as an example, the correlation is shown for the case where the gear ratio corresponds to the third speed, the fourth speed, and the fifth speed.
この実施形態では、サージングによる振動の大きさを、該振動の加速度で表している。当然ながら、サージングの振動加速度が小さいほど、体感ポイント値は大きくなり、よって商品性が高くなる。所定の商品性を実現するのに必要な体感ポイントの下限値は予め決まっている。したがって、図に示すように、現在の変速比に基づき、該所望の体感ポイントの下限値Ｐ１に対して許容されるサージングの振動加速度の上限値Ａ１が決定される。図の例では、変速比が３速に対応する場合の該上限値Ａ１が決定されている。 In this embodiment, the magnitude of vibration due to surging is represented by the acceleration of the vibration. Naturally, the smaller the vibration acceleration of surging, the greater the sensation point value, and the higher the commercial value. The lower limit value of the sensation points necessary for realizing predetermined merchantability is determined in advance. Therefore, as shown in the figure, based on the current gear ratio, the upper limit value A1 of the surging vibration acceleration allowed for the lower limit value P1 of the desired sensation point is determined. In the example of the figure, the upper limit value A1 when the gear ratio corresponds to the third speed is determined.
該許容される振動加速度Ａ１は、変速比が小さくなるほど（すなわち、高速用の変速比になるほど）、高くなる。変速比が小さくなるほど、車速が高くなるので、体感するサージングの振動の許容幅が大きくなるためである。 The allowable vibration acceleration A1 increases as the gear ratio decreases (that is, as the gear ratio for high speed increases). This is because the vehicle speed increases as the gear ratio decreases, and the allowable width of surging vibrations to be experienced increases.
また、図６は、車両の等価慣性重量ごとに、気筒別トルクパラメータの標準偏差と、サージングの振動加速度との相関を、実験やシミュレーション等によって調べた結果を示す。ここで、等価慣性重量（ｋｇ）は、エンジンや駆動系などの回転部分の回転慣性力を、車両が加速するときの抵抗として見かけの車両重量増加分として加える重量をいう。等価慣性重量は、車両毎に予め決まっている。 FIG. 6 shows the results of examining the correlation between the standard deviation of the cylinder-specific torque parameter and the surging vibration acceleration for each equivalent inertia weight of the vehicle through experiments, simulations, and the like. Here, the equivalent inertia weight (kg) refers to a weight that is added as an apparent vehicle weight increase as a resistance when the vehicle accelerates the rotational inertia force of a rotating part such as an engine or a drive system. The equivalent inertia weight is determined in advance for each vehicle.
標準偏差値が大きいほど、すなわち気筒の出力トルクのばらつきが大きいほど、サージングの振動加速度は大きくなる。また、等価慣性重量が大きいほど、標準偏差に対応する振動加速度は小さくなるが、これは、慣性力が高いほど、振動が起こりにくくなるためである。 The greater the standard deviation value, that is, the greater the variation in the output torque of the cylinder, the greater the surging vibration acceleration. Further, the greater the equivalent inertia weight, the smaller the vibration acceleration corresponding to the standard deviation. This is because the higher the inertial force, the less likely vibration will occur.
図６の相関関係を参照することにより、図５により決定された許容される振動加速度の上限値Ａ１に対応する標準偏差を、車両の等価慣性重量に基づいて求め、こうして求めた標準偏差をしきい値に設定する。図には、符号７７で示される等価慣性重量に基づいて求めたしきい値が示されている。該しきい値を超えるような値の標準偏差が実際に算出されたならば、商品性の観点から許容されない大きさのサージングが発生するおそれのある状態と判定することができる。
By referring to the correlation in FIG. 6, the standard deviation corresponding to the upper limit value A1 of the allowable vibration acceleration determined in FIG. 5 is obtained based on the equivalent inertia weight of the vehicle, and the standard deviation thus obtained is calculated. Set to threshold. In the figure, threshold values obtained based on the equivalent inertia weight indicated by
このように、本願発明によれば、変速比および等価慣性重量を考慮して、商品性の観点から許容されないサージングが発生するおそれのある状態かどうかを判定するので、該判定の精度を向上させることができる。 As described above, according to the present invention, it is determined whether there is a possibility that surging that is unacceptable from the viewpoint of merchantability occurs in consideration of the gear ratio and the equivalent inertia weight, so that the accuracy of the determination is improved. be able to.
サージングが発生するおそれのある状態と判定されたならば、位相を遅角化し、オーバーラップ期間を小さくする。図３および図４を参照して述べたように、位相の進角量を減らすことにより、オーバーラップ期間が短くなり、標準偏差の上昇を抑制することができる。よって、サージングの振動加速度を、許容される振動加速度の上限値以下に制限することができる。結果として、所望の体感ポイント値を維持することができ、よって所望の商品性を確保することができる。 If it is determined that surging is likely to occur, the phase is retarded and the overlap period is reduced. As described with reference to FIGS. 3 and 4, by reducing the amount of phase advance, the overlap period is shortened, and an increase in standard deviation can be suppressed. Therefore, the vibration acceleration of surging can be limited to the upper limit value of the allowable vibration acceleration. As a result, a desired sensation point value can be maintained, and thus desired merchantability can be ensured.
図７は、上述した技術的根拠に基づく、本願発明の一実施例に従うエンジンの制御装置１００の機能ブロック図である。これらの機能ブロックは、ＥＣＵ１０において実現される。なお、該制御装置１００は、気筒毎に、サージング防止のための位相制御を行う。
FIG. 7 is a functional block diagram of
気筒別トルクパラメータ算出部１１１は、気筒毎に、クランク角センサ３３の出力から得られるエンジンの回転速度に基づいて、該気筒の出力トルクを表すトルクパラメータＭＦＪＵＤを算出する。この詳細なプロセスは、後述される。
The cylinder-specific torque
標準偏差算出部１１３は、気筒毎に、気筒別トルクパラメータＭＦＪＵＤの標準偏差σ＿ＴＲＱを算出する。所定数（たとえば、１００個）の制御周期にわたって、気筒別トルクパラメータ値ＭＦＪＵＤｉ（ｉ＝１〜１００）を算出し、これらの気筒別トルクパラメータ値ＭＦＪＵＤｉに基づいて、以下の式（１）により、標準偏差σ＿ＴＲＱを算出することができる。ここで、ｎは、上記の所定数に対応する。また、ＭＦＪＵＤバーは、該所定数の制御周期におけるトルクパラメータＭＦＪＵＤの平均値を表す。
しきい値設定部１１５は、サージングが発生する可能性がある状態かどうかを判定するためのしきい値σ＿ＴＵＲ＿ＳＵＲを設定する。しきい値σ＿ＴＵＲ＿ＳＵＲは、図５および図６を参照して説明したように、変速比センサ６３によって検出された現在の変速比と、車両の等価慣性重量とに基づいて設定される。しきい値設定部１１５の詳細なブロック図は、さらに後述される。
The threshold
サージ判定部１１７は、気筒別トルクパラメータの標準偏差σと、設定されたしきい値σ＿ＴＵＲ＿ＳＵＲとを比較する。標準偏差σが、しきい値σ＿ＴＵＲ＿ＳＵＲより大きければ、許容されない大きさのサージング（前述したように、より正確には、商品性についての所定のレベルを超えたサージング）が発生する可能性のある状態と判定し、サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥに値１を設定する。標準偏差σが、しきい値σ＿ＴＵＲ＿ＳＵＲ以下であれば、該許容されないサージングが発生する可能性はない状態と判定し、サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥにゼロを設定する。
The
最適位相決定部１２１は、現在のエンジンの運転状態に基づいて、所定のマップを参照することにより、現在のエンジンの運転状態に最適な位相ＣＡＩＮＣＭＤＭを決定する。エンジンの運転状態として、任意の適切なパラメータを用いることができる。たとえば、現在のエンジン回転数および吸気バルブのリフト量に基づいて所定のマップを参照することにより、対応する位相を求めることで、最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭを決定することができる。なお、該マップ上で、最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭは、対応するエンジンの運転状態下でポンピングロスをなるべく低減させることができる進角量を持つように設定されている。 The optimum phase determination unit 121 determines the optimum phase CAINCMDM for the current engine operating state by referring to a predetermined map based on the current engine operating state. Any appropriate parameter can be used as the operating state of the engine. For example, the optimum phase CAINCMDM can be determined by obtaining a corresponding phase by referring to a predetermined map based on the current engine speed and the lift amount of the intake valve. On the map, the optimum phase CAINCMDM is set to have an advance amount that can reduce the pumping loss as much as possible under the operation state of the corresponding engine.
遅角量切り換え部１２３は、サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥの値に従って、出力を切り換える。サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥに値１が設定されているときには、遅角量ΔＣＡＩＮ＿ＳＵＲに所定値ＣＡＩＮ＿ＰＲＥを設定して出力する。サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥにゼロが設定されているときには、遅角量ΔＣＡＩＮ＿ＳＵＲに、該所定値ＣＡＩＮ＿ＰＲＥから所定量ΔＣＡＩＮを減算した値を設定する。ここで、ΔＣＡＩＮの大きさは、ＣＡＩＮ＿ＰＲＥの大きさより小さい。
The retard
位相補正部１２５は、最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭから、遅角量ΔＣＡＩＮ＿ＳＵＲを減算することにより、補正済み位相ＣＡＩＮＣＭＤＸを算出する（ＣＡＩＮＣＭＤＸ＝ＣＡＩＮＣＭＤＭ−ΔＣＡＩＮ＿ＳＵＲ）。
The
目標位相算出部１２７は、補正済み位相ＣＡＩＮＣＭＤＸを、最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭで上限リミット処理し、目標位相ＣＡＩＮＣＭＤを算出する。すなわち、補正済み位相ＣＡＩＮＣＭＤＸが最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭを超えたならば、該最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭを目標位相ＣＡＩＮＣＭＤに設定し、補正済み位相ＣＡＩＮＣＭＤＸが最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭ以下ならば、該補正済み位相ＣＡＩＮＣＭＤＸを目標位相ＣＡＩＮＣＭＤに設定する。こうして、目標位相ＣＡＩＮＣＭＤは、最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭを超えないよう制御される。吸気バルブ１４の位相は、該目標位相ＣＡＩＮＣＭＤに達するように、可変位相機構３３を介して制御される。
The target
ここで図８を参照すると、目標位相ＣＡＩＣＭＤの推移の一例が概略的に示されている。横軸は、基準位相（ゼロ度）に対する位相値を示す。この例では、最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭは一定であると仮定する。 Referring now to FIG. 8, an example of the transition of the target phase CAICMD is schematically shown. The horizontal axis indicates the phase value with respect to the reference phase (zero degree). In this example, it is assumed that the optimal phase CAINCMDM is constant.
制御周期ｎにおいて、サージングが発生するおそれのある状態が発生したために、サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥに値１が設定され、それに応じて、最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭから、所定値ＣＡＩＮ＿ＰＲＥだけ遅角された位相が、目標位相となる。この遅角動作により、次の制御周期（ｎ＋１）では、サージングの発生のおそれがなくなり、サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥにゼロが設定される。その結果、遅角量切り換え部１２３により、ΔＣＡＩＮだけ、目標位相は進角される。
Since a state where surging may occur occurs in the control cycle n, the surge determination flag F_SURGE is set to a value of 1, and the phase delayed by the predetermined value CAIN_PRE from the optimal phase CAINCMDM accordingly. It becomes a phase. By this retarding operation, in the next control cycle (n + 1), there is no possibility of surging, and the surge determination flag F_SURGE is set to zero. As a result, the target phase is advanced by ΔCAIN by the retard
ΔＣＡＩＮずつの進角動作は、サージング発生のおそれがないと判断される限り行われる。これは、サージング発生のおそれがない限り、現在の位相をなるべく最適位相に近づけるためである。したがって、制御周期（ｎ＋２）においてもサージング発生のおそれがないと判断されれば、さらにΔＣＡＩＮだけ、目標位相は進角されることとなる。この進角動作の結果、最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭに達したならば、サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥに値１が設定されない限り、目標位相算出部１２７による上限リミット処理により、目標位相は該最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭに維持される。
The advance operation by ΔCAIN is performed as long as it is determined that there is no risk of surging. This is to make the current phase as close as possible to the optimum phase as long as there is no risk of surging. Accordingly, if it is determined that there is no possibility of occurrence of surging even in the control cycle (n + 2), the target phase is advanced by ΔCAIN. As a result of this advance operation, if the optimum phase CAINCMDM is reached, the target phase is maintained at the optimum phase CAINCMDM by the upper limit processing by the target
このようにすることにより、サージングの発生を防止しつつ、できる限り最適位相に近づくように、位相を制御することができる。したがって、サージングの発生を防止しつつ、ポンピングロスを低減して、燃費向上を図ることができる。 By doing so, the phase can be controlled so as to be as close to the optimum phase as possible while preventing the occurrence of surging. Accordingly, it is possible to improve the fuel consumption by reducing the pumping loss while preventing the occurrence of surging.
図９は、図７のしきい値設定部１１５のより詳細なブロック図を示す。変速比取得部１３１は、変速比センサ６３によって検出された現在の変速比を取得する。許容加速度算出部１３３は、図１０の（ａ）に示すようなマップを、該取得した変速比に基づいて参照し、サージングの振動について許容される加速度（より正確には、許容加速度の上限値）を求める。当該マップは、図５に基づいて作成されており、予めメモリ等の記憶装置に記憶されている。なお、図の横軸の変速比は、右側へ向かうほど小さくなり、これは、右側に向かうほど高速用の変速比であることを表している。
FIG. 9 shows a more detailed block diagram of the threshold
切り換え部１３５は、クラッチスイッチ６１によって出力される、クラッチが締結されているか否か、すなわちエンジンの回転が車輪に伝達される状態か遮断されている状態かを示す信号を取得する。該信号が、クラッチが締結されていることを示すならば、許容加速度算出部１３３によって求めた、現在の変速比に対応する許容加速度を出力する。該信号が、クラッチが締結されていないことを示すならば、所定値を出力する。該所定値は、エンジンの回転が車輪に伝達されていない場合における、サージングの振動についての許容加速度であり、これは、予め決められることができる。
The
しきい値算出部１３７は、図１０の（ｂ）のようなマップから、該制御装置１００が搭載される車両の等価慣性重量に対応するマップを選択し（図の例では、３個の等価慣性重量値に対するマップが示されている）、切り換え部１３５から受け取った許容加速度の値に基づいて該選択したマップを参照し、対応する標準偏差値をしきい値σ＿ＴＲＱ＿ＳＵＲとして求める。ここで、該車両についての等価慣性重量は、所定値として予め算出されて、メモリ等の記憶装置に記憶されている。また、当該マップは、図６に基づいて作成されており、予めメモリ等の記憶装置に記憶されている。
The threshold
こうして、現在の変速比および車両の等価慣性重量を考慮したしきい値が設定されるので、サージ判定の精度を向上させることができる。すなわち、所定の変速比用のサージング振動の許容加速度を、すべての変速比について採用すると、商品性を満たすことが困難であったり、サージングの判定が過剰に行われることになりうる。たとえば、変速比が４速のものを一律に用いると、実際の変速比が３速の場合には、３速の許容加速度の方が４速の許容加速度より低いため、サージング振動が体感されて商品性が低下するおそれがある。また、実際の変速比が５速の場合には、より厳しいしきい値となってしまい、サージングが発生する可能性があるとの判定が過剰に行われ、よって、位相を進角することができないおそれがある。現在の変速比に応じた許容加速度を算出することで、所望の商品性を維持しつつ、過剰なサージ判定を抑制して、位相を進角させることができる。 In this way, since the threshold value considering the current gear ratio and the vehicle's equivalent inertia weight is set, the accuracy of surge determination can be improved. In other words, if the allowable acceleration of surging vibration for a predetermined gear ratio is adopted for all gear ratios, it may be difficult to satisfy the merchantability or excessive surging may be determined. For example, if gears with a gear ratio of 4th are used uniformly, if the actual gear ratio is 3rd, the 3rd speed allowable acceleration is lower than the 4th speed allowable acceleration, so surging vibration is experienced. There is a risk that the merchantability is reduced. Further, when the actual gear ratio is 5th, the threshold becomes more severe, and it is excessively determined that surging may occur, so that the phase may be advanced. It may not be possible. By calculating the allowable acceleration according to the current gear ratio, it is possible to advance the phase while suppressing excessive surge determination while maintaining desired merchantability.
また、サージングの大きさは、前述したように、車両の等価慣性重量に依存して決まる。したがって、等価慣性重量に適したしきい値を設定することにより、サージ判定の精度を向上させることができる。また、等価慣性重量は、車両によって予め決まっているため、許容加速度に対するしきい値を、等価慣性重量毎に予め算出してマップ上に規定することができる。これにより、各種の車両に対して同じマップを使用することが可能となり、車両毎にマップを異ならせる必要がない。したがって、しきい値を設定するのに、工数を低減することができる。 Further, as described above, the magnitude of surging is determined depending on the equivalent inertia weight of the vehicle. Therefore, the accuracy of surge determination can be improved by setting a threshold value suitable for the equivalent inertia weight. Further, since the equivalent inertia weight is determined in advance by the vehicle, a threshold value for the allowable acceleration can be calculated in advance for each equivalent inertia weight and defined on the map. This makes it possible to use the same map for various types of vehicles, and there is no need for different maps for each vehicle. Therefore, man-hours can be reduced for setting the threshold value.
次に、図１１〜図１９を参照して、本願発明の一実施形態に従う、ＥＣＵ１のＣＰＵにより実行されるプロセスを説明する。 Next, with reference to FIGS. 11-19, the process performed by CPU of ECU1 according to one Embodiment of this invention is demonstrated.
図１１は、気筒別トルクパラメータの算出プロセスを示し、具体的には、気筒別トルクパラメータ算出部１１１（図７）により実行される。該プロセスは、ＴＤＣパルスの発生に同期して実行される。 FIG. 11 shows a calculation process of the cylinder-specific torque parameter, which is specifically executed by the cylinder-specific torque parameter calculation unit 111 (FIG. 7). The process is performed in synchronization with the generation of the TDC pulse.
この実施例では、クランク角センサ３３からのＣＲＫパルスは、クランク角度６度毎に取得される。ＣＲＫパルスの発生時間間隔を示す時間パラメータＣＲＭＥ（ｉ）については、クランク角度７２０度分のデータ（ｉ＝０〜ＮＤ−１，データ数ＮＤは１２０個）がＥＣＵ１のメモリに格納される。また、点火順の気筒識別番号をｋ（＝１〜６）とし、１ＴＤＣ期間（ここでは、クランク角度１２０度の期間）内のデータ数をＮＴＤＣ（この例では、２０）とすると、このプロセスの１回の実行で、パラメータｉが（ｋ−１）ＮＴＤＣから（ｋＮＴＤＣ−１）までの演算が行われる。たとえば今回の処理が１番目の気筒（ｋ＝１）に対応する演算を行うときは、パラメータｉは０から（ＮＴＤＣ−１）までの値をとり、５番目の気筒（ｋ＝５）に対応する演算を行うときは、パラメータｉは４ＮＴＤＣから（５ＮＴＤＣ−１）までの値をとる。
In this embodiment, the CRK pulse from the
ステップＳ１１において、回転速度ＯＭＧ（ｉ）(rad/s)を、式（２）に従って算出する。回転速度ＯＭＧは、ＣＲＫパルスの発生時間間隔を角速度に変換したものであり、クランク軸３０の回転する速度を表している。ここで、Ｄθは、時間パラメータＣＲＭＥを計測する角度間隔４π／ＮＤであり、この実施例では、π／３０（rad）である。
ＯＭＧ(i)＝Dθ／ＣＲＭＥ(i) （２）
In step S11, the rotational speed OMG (i) (rad / s) is calculated according to equation (2). The rotational speed OMG is obtained by converting the CRK pulse generation time interval into an angular speed, and represents the speed at which the
OMG (i) = Dθ / CRME (i) (2)
図１２（ａ）には、エンジン回転数ＮＥが上昇していく時の時間パラメータＣＲＭＥの推移の一例が示されており、図１２（ｂ）には、それに対応する回転速度ＯＭＧが示されている。 FIG. 12 (a) shows an example of the transition of the time parameter CRME when the engine speed NE increases, and FIG. 12 (b) shows the corresponding rotational speed OMG. Yes.
ステップＳ１２において、式（３）に従って７２０度フィルタ処理を実行し、フィルタ処理後回転速度ＯＭＧＲ（ｉ）を算出する。
OMGR(i)=OMG(i)−(OMG(ND)−OMG(0))×Dθ×i/4π （３）
In step S12, a 720 degree filter process is executed according to equation (3), and a post-filter process rotational speed OMGR (i) is calculated.
OMGR (i) = OMG (i) − (OMG (ND) −OMG (0)) × Dθ × i / 4π (3)
７２０度フィルタ処理は、１サイクル期間（クランク角度７２０度）における線形変化分をキャンセルし、比較的周期の短い変動を抽出する。この処理は、エンジンの負荷側からエンジンに加わるトルク（エンジンにより駆動される車両のタイヤや補機から加わるトルク、エンジンの摺動部品の摩擦によるトルク等）に起因する回転変動成分を除くために行われる。図１２（ｃ）には、図１２（ｂ）に基づいて算出されたＯＭＧＲの推移が示されている。
The 720 degree filter process cancels the linear change in one cycle period (crank
ステップＳ１３において、式（４）に従って、相対回転速度ＯＭＧＲＥＦを算出する。
OMGREF(i)=OMGR(i)−OMGR((k-1)NTDC) （４）
In step S13, the relative rotational speed OMGREF is calculated according to the equation (4).
OMGREF (i) = OMGR (i) −OMGR ((k-1) NTDC) (4)
ここで、ＯＭＧＲ（（ｋ−１）ＮＴＤＣ）は基準回転速度であり、対象となる気筒の圧縮上死点（ＴＤＣ）におけるフィルタ処理後回転速度に相当する。 Here, OMGR ((k−1) NTDC) is a reference rotational speed, and corresponds to the post-filtering rotational speed at the compression top dead center (TDC) of the target cylinder.
図１３を参照すると、クランク角度が０〜７２０度の間の相対回転速度ＯＭＧＲＥＦの挙動の一例が示されている。＃１〜＃６は、点火順に６つの気筒を識別するのに付された気筒識別番号である。相対回転速度ＯＭＧＲＥＦは、圧縮上死点後、燃料と空気の混合気の燃焼により一旦上昇した後、減少する。なお、失火が発生すると、相対回転速度は、圧縮上死点後、上昇することなく下降することとなる。 Referring to FIG. 13, an example of the behavior of the relative rotational speed OMGREF when the crank angle is between 0 and 720 degrees is shown. # 1 to # 6 are cylinder identification numbers assigned to identify the six cylinders in the order of ignition. The relative rotational speed OMGREF once rises due to combustion of the fuel / air mixture after compression top dead center and then decreases. If misfire occurs, the relative rotational speed will decrease without increasing after compression top dead center.
相対回転速度ＯＭＧＲＥＦで囲まれた面積Ｓ（網掛けされた部分）は、燃焼によって発生するトルクを表している。したがって、気筒ごとに、相対回転速度ＯＭＧＲＥＦを１ＴＤＣ期間（前述したように、この実施例では、クランク角度１２０度の期間）にわたって積算することにより得られる積算値を、その気筒で発生するトルクを表すトルクパラメータとして用いることができる。 An area S (shaded portion) surrounded by the relative rotational speed OMGREF represents torque generated by combustion. Therefore, for each cylinder, an integrated value obtained by integrating the relative rotational speed OMGREF over a period of 1 TDC (in this embodiment, a period of a crank angle of 120 degrees) represents the torque generated in that cylinder. It can be used as a torque parameter.
好ましくは、上記の積算値を算出する前に、ステップＳ１４およびＳ１５を実施して、慣性トルクの影響を相対回転速度から除去する。慣性トルクは、エンジン１２の往復運動部品（ピストンおよびコンロッド）の質量、コンロッドの長さ、クランク半径、クランクプーリ等のエンジンの負荷側の回転部品の慣性力に基づくトルクである。相対回転速度には、慣性力に基づく成分が含まれているが、慣性トルクは、燃焼により生成される出力トルクに寄与するものではないので、これを除去するのが好ましい。
Preferably, before calculating the integrated value, steps S14 and S15 are performed to remove the influence of inertia torque from the relative rotational speed. The inertia torque is a torque based on the inertia force of the rotating parts on the load side of the engine such as the mass of the reciprocating motion parts (piston and connecting rod) of the
ステップＳ１４において、式（５）に従い、各気筒の圧縮上死点における慣性力回転速度ＯＭＧＩ（ｋ）を算出する。
ＯＭＧＩ(k)＝Ｋ・ＯＭＧ（(k−1)NTDC）／３I （５）
In step S14, the inertial force rotational speed OMGI (k) at the compression top dead center of each cylinder is calculated according to the equation (5).
OMGI (k) = K.OMG ((k-1) NTDC) / 3I (5)
ここで、Kは比例定数であり、Iは、クランクプーリ等の回転部品の慣性モーメントを示す。式（５）の根拠については、後述される。なお、変速機として自動変速機を搭載している場合には、該自動変速機のロックアップクラッチが係合しているか否かに応じて、慣性モーメントＩの値を変更することが好ましい。これにより、ロックアップクラッチの係合／非係合にかかわらず、より正確なトルクパラメータの算出を行うことができる。 Here, K is a proportional constant, and I indicates the moment of inertia of a rotating component such as a crank pulley. The basis of equation (5) will be described later. When an automatic transmission is mounted as the transmission, it is preferable to change the value of the moment of inertia I depending on whether or not the lockup clutch of the automatic transmission is engaged. Thus, more accurate torque parameters can be calculated regardless of whether the lockup clutch is engaged or not.
図１４（ａ）は、各気筒の圧縮上死点近傍において、基準回転速度の算出と同じタイミングで算出される慣性力回転速度ＯＭＧＩの推移の一例を示す。 FIG. 14A shows an example of transition of the inertial force rotational speed OMGI calculated at the same timing as the calculation of the reference rotational speed in the vicinity of the compression top dead center of each cylinder.
ステップＳ１５において、式（６）に従い、修正相対回転速度ＯＭＧＲＥＦＭ（ｉ）を算出する。修正相対回転速度は、慣性トルクの影響が除去された相対回転速度である。
ＯＭＧＲＥＦＭ(i)＝ＯＭＧＲＥＦ(i)＋ＯＭＧＩ(k) （６）
In step S15, the corrected relative rotational speed OMGREFM (i) is calculated according to the equation (6). The corrected relative rotational speed is a relative rotational speed from which the influence of inertia torque is removed.
OMGREFM (i) = OMGREF (i) + OMGI (k) (6)
図１４（ｂ）は、各気筒の修正相対回転速度の推移の一例を示す。 FIG. 14B shows an example of the transition of the corrected relative rotational speed of each cylinder.
ステップＳ１６において、式（７）に従い、修正相対回転速度ＯＭＧＲＥＦＭを積算して、トルクパラメータＭＦＪＵＤ（ｋ）を算出する。
図１４（ｃ）は、１ＴＤＣ期間にわたって修正相対回転速度を積算することにより算出される各気筒のトルクパラメータＭＦＪＵＤの推移の一例を示す。 FIG. 14C shows an example of the transition of the torque parameter MFJUD of each cylinder calculated by integrating the corrected relative rotational speed over 1 TDC period.
ステップＳ１７において、気筒識別番号ｋが気筒数Ｎと等しいか否かを判断する。その答えがＮｏであるときは、気筒識別番号ｋを１だけインクリメントし（Ｓ１８）、答えがＹｅｓであるときは、気筒識別番号ｋを１に戻す（Ｓ１９）。 In step S17, it is determined whether the cylinder identification number k is equal to the number N of cylinders. When the answer is No, the cylinder identification number k is incremented by 1 (S18), and when the answer is Yes, the cylinder identification number k is returned to 1 (S19).
こうして、ＴＤＣパルスの発生に同期して、気筒毎に、該気筒の出力トルクを表すトルクパラメータＭＦＪＵＤが算出される。 Thus, the torque parameter MFJUD representing the output torque of the cylinder is calculated for each cylinder in synchronization with the generation of the TDC pulse.
ここで、慣性力回転速度ＯＭＧＩを算出するより詳細な手法を説明する。１つの気筒で発生する慣性力によるトルク（単一気筒慣性トルクと呼ぶ）ＴＩ１は、図１５に示すようにコンロッド長をL、クランク半径をＲ、オフセットをｅ、クランク軸３０の回転角速度をω、ピストン２８及びコンロッドの合計質量をｍとし、角度θおよびφを図のように定義すると、式（８）で与えられる。以下の式中の角度の単位はラジアン（ｒａｄ）が用いられる。
図１６（ａ）は、式（８）により算出される単一気筒慣性トルクＴＩ１を、クランク角度θの関数として示す。単一気筒慣性トルクＴＩ１の位相を１２０度ずらして６気筒分を加算した合成慣性トルクＴＩは、図１４（ｂ）のように推移し、式（９）で近似することができる。
ＴＩ＝−Ａｓｉｎ３θ （９）
ここで、Ａは、回転角速度ω（ｒａｄ／ｓ）の２乗に比例する係数である。
FIG. 16A shows the single cylinder inertia torque TI1 calculated by the equation (8) as a function of the crank angle θ. The combined inertia torque TI obtained by shifting the phase of the single cylinder inertia torque TI1 by 120 degrees and adding six cylinders changes as shown in FIG. 14B and can be approximated by the equation (9).
TI = −Asin3θ (9)
Here, A is a coefficient proportional to the square of the rotational angular velocity ω (rad / s).
一方、前述したようにＩを慣性モーメントとすると、合成慣性トルクＴＩは、式（１０）で与えられる。
ＴＩ＝Ｉ×（ｄω／ｄｔ） （１０）
On the other hand, as described above, when I is an inertia moment, the combined inertia torque TI is given by Expression (10).
TI = I × (dω / dt) (10)
式（９）および（１０）から式（１１）が得られ、これを回転角速度ωについて解くと、合成トルクＴＩに対応する慣性力回転速度ωＩは、式（１２）で与えられる。
−Ａｓｉｎ３θ＝Ｉ×（ｄω／ｄｔ） （１１）
ωＩ＝（Ａｃｏｓ３θ×ｄｔ／ｄθ）／３Ｉ （１２）
When Expression (11) is obtained from Expressions (9) and (10) and is solved with respect to the rotational angular speed ω, the inertial force rotational speed ωI corresponding to the combined torque TI is given by Expression (12).
−Asin3θ = I × (dω / dt) (11)
ωI = (Acos3θ × dt / dθ) / 3I (12)
図１４（ｃ）は、慣性力回転速度ωＩの推移を示す。 FIG. 14C shows the transition of the inertial force rotation speed ωI.
よって、圧縮上死点での慣性力回転速度ＯＭＧＩは、式（１２）のθをゼロとして、式（１３）により算出することができる。
ＯＭＧＩ＝（Ａ／３Ｉ）（１／ＯＭＧ） （１３）
Therefore, the inertial force rotational speed OMGI at the compression top dead center can be calculated by the equation (13) with θ in the equation (12) being zero.
OMGI = (A / 3I) (1 / OMG) (13)
係数Ａは、回転速度ＯＭＧの2乗に比例するので、比例定数をＫとすると、式（１３）は、式（１４）のように変形することができる。
ＯＭＧＩ＝Ｋ・ＯＭＧ／３Ｉ （１４）
Since the coefficient A is proportional to the square of the rotational speed OMG, if the proportionality constant is K, the equation (13) can be transformed into the equation (14).
OMGI = K · OMG / 3I (14)
したがって、各気筒の圧縮上死点における慣性力回転速度ＯＭＧＩは、前述した式（５）のように表されることができる。 Therefore, the inertial force rotational speed OMGI at the compression top dead center of each cylinder can be expressed as the above-described equation (5).
図１６（ｃ）に示すように、圧縮上死点（θ＝０、１２０、２４０、・・・）での慣性力回転速度ＯＭＧＩは最大の値となるので、相対回転速度ＯＭＧＲＥＦに慣性力回転速度ＯＭＧＩを加算すること（これは、基準回転速度から慣性力回転速度ＯＭＧＩを減算することと等価である）により、慣性力回転速度ωＩの影響を除去した修正相対回転速度ＯＭＧＲＥＦＭを得ることができる。なお、図１６（ｃ）に示す慣性力回転速度ωＩの周期変動成分は、修正相対回転速度ＯＭＧＲＥＦＭを１ＴＤＣ期間（この実施例では、１２０度）にわたって積算することによりキャンセルされる。 As shown in FIG. 16 (c), the inertial force rotation speed OMGI at the compression top dead center (θ = 0, 120, 240,...) Is the maximum value, and therefore the inertial force rotation is equal to the relative rotation speed OMGREF. By adding the speed OMGI (this is equivalent to subtracting the inertial force rotational speed OMGI from the reference rotational speed), it is possible to obtain a corrected relative rotational speed OMGREFM that eliminates the influence of the inertial force rotational speed ωI. . Note that the periodic fluctuation component of the inertial force rotational speed ωI shown in FIG. 16C is canceled by integrating the corrected relative rotational speed OMGREFM over 1 TDC period (120 degrees in this embodiment).
図１７は、或る運転状態におけるトルクパラメータＭＦＪＵＤの値を示す。（ａ）は、気筒間のトルクパラメータのバラツキがほとんど無い状態を示し、（ｂ）は、気筒＃１が、他の気筒に比べて、トルクパラメータの偏差が大きい状態を示す。
FIG. 17 shows the value of the torque parameter MFJUD in a certain operating state. (A) shows a state in which there is almost no variation in torque parameters between cylinders, and (b) shows a state in which
次に、図１８は、サージ判定に基づく目標位相の算出プロセスを示し、該プロセスは、より具体的には、標準偏差算出部１１３、しきい値設定部１１５、サージ判定部１１７、最適位相決定部１２１、遅角量切り換え部１２３、位相補正部１２５、および目標位相算出部１２７（図７）によって実行される。このプロセスは、たとえば所定の時間間隔で実行されることができる。
Next, FIG. 18 shows a target phase calculation process based on surge determination, and more specifically, the standard
ステップＳ１０１において、図１１で算出された気筒別トルクパラメータＭＦＪＵＤについて、直近の所定数ｉの制御周期で算出された気筒別トルクパラメータＭＦＪＵＤｉを取得する。ｉが１００であれば、１００個の気筒別トルクパラメータＭＦＪＵＤｉ（ｉ＝１〜１００）が取得される。これらの気筒別トルクパラメータＭＦＪＵＤｉに基づいて、前述した式（１）に示すように、該気筒別トルクパラメータの標準偏差σ＿ＴＲＱを算出する。 In step S101, for each cylinder torque parameter MFJUD calculated in FIG. 11, the cylinder specific torque parameter MFJUDi calculated in the most recent predetermined number i of control cycles is acquired. If i is 100, 100 cylinder-specific torque parameters MFJUDi (i = 1 to 100) are acquired. Based on these cylinder-specific torque parameters MFJUDI, the standard deviation σ_TRQ of the cylinder-specific torque parameters is calculated as shown in the above-described equation (1).
ステップＳ１０２において、クラッチスイッチ６１の検出結果を介して、クラッチが締結されているかどうか（すなわち、エンジン回転が車輪に伝達されている状態か遮断されている状態か）を判断する。クラッチが締結されていれば、変速比センサ６３を介して検出された現在の変速比を取得し、該変速比に基づいて、図１０（ａ）に示すようなマップを参照し、対応するサージングによる振動の許容加速度を求める（Ｓ１０３）。クラッチが締結されていなければ、予め設定された所定値を、該許容加速度に設定する（Ｓ１０４）。
In step S102, it is determined, based on the detection result of the
ステップＳ１０５において、図１０（ｂ）に示すように、車両の等価慣性重量に対応するマップを選択し、該選択したマップを、ステップＳ１０３またはＳ１０４で求めた許容加速度に基づいて参照し、対応する標準偏差値を、しきい値σ＿ＴＲＱ＿ＳＵＲとして求める。 In step S105, as shown in FIG. 10B, a map corresponding to the equivalent inertia weight of the vehicle is selected, and the selected map is referenced based on the allowable acceleration obtained in step S103 or S104. A standard deviation value is obtained as a threshold value σ_TRQ_SUR.
ステップＳ１０６において、ステップＳ１０１で算出された標準偏差σ＿ＴＲＱと、しきい値σ＿ＴＲＱ＿ＳＵＲとを比較する。標準偏差σ＿ＴＲＱがしきい値σ＿ＴＲＱ＿ＳＵＲより大きければ、許容されない大きさのサージングの発生の可能性がある状態と判定し、ステップＳ１０７において、サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥに値１を設定する。標準偏差σ＿ＴＲＱがしきい値σ＿ＴＲＱ＿ＳＵＲ以下であれば、許容されない大きさのサージングの発生の可能性はない状態とステップＳ１０８において、サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥにゼロを設定する。
In step S106, the standard deviation σ_TRQ calculated in step S101 is compared with the threshold value σ_TRQ_SUR. If the standard deviation σ_TRQ is larger than the threshold σ_TRQ_SUR, it is determined that there is a possibility of occurrence of unacceptable magnitude surging, and a
図１９に進み、ステップＳ１１１において、現在の運転状態に基づいて、所定のマップを参照することにより、位相の最適値（最適位相）ＣＡＩＮＣＭＤＭを決定する。ステップＳ１１２において、サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥに値１が設定されているか否かを判断する。値１が設定されていれば、遅角量ΔＣＡＩＮ＿ＳＵＲに、所定値ＣＡＩＮ＿ＰＲＥを設定する（Ｓ１１３）。サージ判定フラグＦ＿ＳＵＲＧＥにゼロが設定されていれば、遅角量ΔＣＡＩＮ＿ＳＵＲに、（所定値ＣＡＩＮ＿ＰＲＥ―ΔＣＡＩＮ）を設定する（Ｓ１１４）。ここで、ΔＣＡＩＮは所定量（＜ＣＡＩＮ＿ＰＲＥ）であり、図８を参照して前述したように、サージングの発生の可能性が解消されたときに各制御周期で最適位相に向けて進角させる量である。
Proceeding to FIG. 19, in step S111, an optimum value of phase (optimum phase) CAINCMDM is determined by referring to a predetermined map on the basis of the current operating state. In step S112, it is determined whether or not a
ステップＳ１１５において、最適位相ＣＡＩＮＣＭＤＭから、遅角量ΔＣＡＩＮ＿ＳＵＲを減算することにより、補正済み位相ＣＡＩＮＣＭＤＸを算出する。ステップＳ１１６において、補正済み位相ＣＡＩＮＣＭＤＸを、最適値ＣＡＩＮＣＭＤＭで上限リミット処理を行うことにより、目標位相ＣＡＩＮＣＭＤを算出する。こうして、吸気バルブ１４の位相は、該目標位相ＣＡＩＮＣＭＤに達するように、可変動弁機構３１を介して制御される。
In step S115, the corrected phase CAINCMDX is calculated by subtracting the retardation amount ΔCAIN_SUR from the optimum phase CAINCMDM. In step S116, the target phase CAINCMD is calculated by performing upper limit processing on the corrected phase CAINCMDX with the optimum value CAINCMDM. Thus, the phase of the
以下は、気筒別トルクパラメータ算出部１１１により実行されるトルクパラメータＭＦＪＵＤを算出する手法の代替形態の説明である。
The following is an explanation of an alternative form of the method for calculating the torque parameter MFJUD executed by the cylinder specific torque
図２０は、図１１に示すプロセス（第１の形態）の変形例を示し、ステップＳ１５およびＳ１６を、ステップＳ１６ａ、Ｓ１６ｂおよびＳ１６ｃに変更したものである。 FIG. 20 shows a modification of the process (first form) shown in FIG. 11, in which steps S15 and S16 are changed to steps S16a, S16b and S16c.
ステップＳ１６ａでは、式（１５）に従い、相対回転速度ＯＭＧＲＥＦ（ｉ）の積算値として、トルクパラメータＭＦＪＵＤａ（ｋ）を算出する。
ステップＳ１６ｂでは、式（１６）に従い、慣性力回転速度ＯＭＧＩの積算値ＭＦＴＨ（ｋ）を算出する。
ＭＦＴＨ（ｋ）＝−ＮＴＤＣ×ＯＭＧＩ（ｋ） （１６）
In step S16b, an integrated value MFTH (k) of inertial force rotation speed OMGI is calculated according to equation (16).
MFTH (k) = − NTDC × OMGI (k) (16)
ステップＳ１６ｃでは、式（１７）に従い、トルクパラメータＭＦＪＵＤを算出する。
ＭＦＪＵＤ（ｋ）＝ＭＦＪＵＤａ（ｋ）−ＭＦＴＨ（ｋ） （１７）
In step S16c, torque parameter MFJUD is calculated according to equation (17).
MFJUD (k) = MFJUDa (k) −MFTH (k) (17)
このように、この変形例では、修正相対回転速度を積算することに代えて、相対回転速度を積算した値と慣性力回転速度を積算した値とを用いてトルクパラメータＭＦＪＵＤを算出する。 Thus, in this modification, instead of integrating the corrected relative rotational speed, the torque parameter MFJUD is calculated using the value obtained by integrating the relative rotational speed and the value obtained by integrating the inertial force rotational speed.
図２１は、トルクパラメータを算出するプロセスの第２の形態のフローを示す。図１１および図２０を参照して説明した第１の形態では、時間パラメータＣＲＭＥを回転速度ＯＭＧに変換したが、この形態では、時間パラメータＣＲＭＥを速度パラメータとして使用する。以下のプロセス中で算出される相対時間パラメータＣＲＭＥＲＥＦの積算値は、図１３に一例として示された相対回転速度ＯＭＧＲＥＦの積算値と同様の変化を呈するので、トルクを表すパラメータとして用いることができる。なお、以下に説明する点以外は、第１の形態と同じである。 FIG. 21 shows a flow of the second form of the process of calculating the torque parameter. In the first mode described with reference to FIGS. 11 and 20, the time parameter CRME is converted into the rotational speed OMG. In this mode, the time parameter CRME is used as the speed parameter. Since the integrated value of the relative time parameter CRMEREF calculated in the following process exhibits the same change as the integrated value of the relative rotational speed OMGREF shown as an example in FIG. 13, it can be used as a parameter representing torque. The first embodiment is the same as the first embodiment except for the points described below.
ステップＳ３２において、式（１８）に従って７２０度フィルタ処理を実行し、フィルタ処理後時間パラメータＣＲＭＥＲ（ｉ）を算出する。
CRMER(i)＝CRME(i)−(CRME(0)−CRME(ND)）×Dθ×i/4π （１８）
In step S32, a 720 degree filter process is executed according to the equation (18), and a post-filter process time parameter CRMER (i) is calculated.
CRMER (i) = CRME (i) − (CRME (0) −CRME (ND)) × Dθ × i / 4π (18)
ステップＳ３３において、式（１９）に従い、相対時間パラメータＣＲＭＥＲＥＦ（ｉ）を算出する。ここで、ＣＲＭＥＲ（（ｋ−１）ＮＴＤＣ）は基準時間パラメータであり、対象となる気筒の圧縮上死点におけるフィルタ処理後時間パラメータに相当する。
CRMEREF(i)＝CRMER((ｋ−１)NTDC）−CRMER(i) （１９）
In step S33, the relative time parameter CRMEREF (i) is calculated according to the equation (19). Here, CRMER ((k−1) NTDC) is a reference time parameter, and corresponds to a time parameter after filtering at the compression top dead center of the target cylinder.
CRMEREF (i) = CRMER ((k-1) NTDC) -CRMER (i) (19)
ステップＳ３４において、式（２０）に従い、慣性力時間パラメータＣＲＭＥＩ（ｋ）を算出する。
ＣＲＭＥＩ（ｋ）＝３Ｉ・ＣＲＭＥ((ｋ−１)ＮＴＤＣ）／Ｋ （２０）
In step S34, the inertia force time parameter CRMEI (k) is calculated according to the equation (20).
CRMEI (k) = 3I.CRME ((k-1) NTDC) / K (20)
ステップＳ３５において、式（２１）に従い、修正相対時間パラメータＣＲＭＥＲＥＦＭ（ｉ）を算出する。
ＣＲＭＥＲＥＦＭ(i)＝ＣＲＭＥＲＥＦ(i)−ＣＲＭＥＩ(k) （２１）
In step S35, the corrected relative time parameter CRMEREFM (i) is calculated according to the equation (21).
CRMEFM (i) = CRMEREF (i)-CRMEI (k) (21)
ステップＳ３６において、式（２２）に従い、修正相対時間パラメータＣＲＭＥＲＥＦＭの積算値を算出することにより、トルクを表すトルクパラメータＭＦＪＵＤ（ｋ）を算出する。
ステップＳ３７では、気筒識別番号ｋが気筒数Ｎと等しいか否かを判断する。答えがＮｏであるときは、気筒識別番号ｋを１だけインクリメントし（Ｓ３８）、答えがＹｅｓであるときは、気筒識別番号ｋを１に戻す（Ｓ３９）。 In step S37, it is determined whether or not the cylinder identification number k is equal to the number N of cylinders. When the answer is No, the cylinder identification number k is incremented by 1 (S38), and when the answer is Yes, the cylinder identification number k is returned to 1 (S39).
図２２は、図２１に示すプロセスの変形例を示し、ステップＳ３６を、ステップＳ３６ａ、Ｓ３６ｂおよびＳ３６ｃに変更したものである。 FIG. 22 shows a modification of the process shown in FIG. 21, in which step S36 is changed to steps S36a, S36b, and S36c.
ステップＳ３６ａでは、式（２３）により、相対時間パラメータの積算値ＭＦＪＵＤｃ（ｋ）を算出する。
ステップＳ３６ｂでは、式（２４）に従い、ＣＲＭＥＩの積算値ＭＦＴＨａ（ｋ）を算出する。
ＭＦＴＨａ(k)＝ＮＴＤＣ×ＣＲＭＥＩ(k) （２４）
In step S36b, the CRMEI integrated value MTFHa (k) is calculated according to the equation (24).
MFTHa (k) = NTDC × CRMEI (k) (24)
ステップＳ３６ｃにおいて、式（２５）に従い、トルクパラメータＭＦＪＵＤを算出する。
ＭＦＪＵＤ(k)＝ＭＦＪＵＤｃ−ＭＦＴＨａ(k) （２５）
In step S36c, torque parameter MFJUD is calculated according to equation (25).
MFJUD (k) = MFJUDc-MFTHa (k) (25)
この変形例では、修正相対時間パラメータＣＲＭＥＲＥＦＭを積算することに代えて、相対時間パラメータＣＲＭＥＲＥＦの積算値と慣性力時間パラメータＣＲＭＥＩの積算値とを用いて、トルクパラメータＭＦＪＵＤを算出する。 In this modified example, instead of integrating the corrected relative time parameter CRMEREFM, the torque parameter MFJUD is calculated using the integrated value of the relative time parameter CRMEREF and the integrated value of the inertial force time parameter CRMEI.
トルクパラメータの算出は、様々な変形が可能である。たとえば、時間パラメータＣＲＭＥ（ｉ）を式（２）に適用して回転速度ＯＭＧを算出したが、高回転時に算出精度が低下しないようにするため、式（２６）により算出される５個の時間パラメータＣＲＭＥの積算値ＣＲＭＥ３０（ｉ）を用いて回転速度ＯＭＧを算出するようにしてもよい。
この場合、回転速度ＯＭＧ（ｉ）は、式（２７）により算出される。ただし、回転速度の算出位相がずれるので、その分の位相補正を行うのが良い。
ＯＭＧ(i)＝５Ｄθ／ＣＲＭＥ３０(i) （２７）
In this case, the rotational speed OMG (i) is calculated by Expression (27). However, since the calculated phase of the rotational speed is shifted, it is preferable to perform the phase correction accordingly.
OMG (i) = 5Dθ / CRME30 (i) (27)
また、上記の基準回転速度および基準時間パラメータは、圧縮上死点における回転速度および時間パラメータを用いたが、圧縮上死点近傍（例えば、±７．５度の範囲内）でもよい。ここで、７．５度は、回転速度パラメータのサンプリング周期が１５度の場合に対応しており、一般的にサンプリング周期をθＳＰＬとすると、±θＳＰＬ／２の範囲内でサンプリングされた回転速度パラメータを用いるのが良い。 Further, although the rotation speed and time parameters at the compression top dead center are used as the reference rotation speed and the reference time parameter, they may be near the compression top dead center (for example, within a range of ± 7.5 degrees). Here, 7.5 degrees corresponds to the case where the sampling period of the rotation speed parameter is 15 degrees. Generally, assuming that the sampling period is θSPL, the rotation speed parameter sampled within a range of ± θSPL / 2. It is good to use.
また、７２０度フィルタ処理は、上記の式（３）に代えて、下記の式（２８）により行ってもよい。この式は、クランク角７２０度の期間の回転速度ＯＭＧの移動平均値ＯＭＧＡＶＥ（ｍ）を用いて線形変化分をキャンセルするものである。ここで、ｍは、クランク角度７２０度の周期に対応する離散化時刻である。
ＯＭＧＲ(i)＝ＯＭＧ(i)
―（ＯＭＧＡＶＥ(m)−ＯＭＧＡＶＥ(m-1)）×Dθ×ｉ／４π （２８）
Further, the 720 degree filter processing may be performed by the following equation (28) instead of the above equation (3). This equation cancels the linear change using the moving average value OMGAVE (m) of the rotational speed OMG during the period of the crank angle of 720 degrees. Here, m is a discretization time corresponding to a cycle of a crank angle of 720 degrees.
OMGR (i) = OMG (i)
― (OMGAVE (m) -OMGAVE (m-1)) × Dθ × i / 4π (28)
次に、気筒別トルクパラメータ算出部１１１により実行される、トルクパラメータを算出する手法の第３の形態について説明する。この形態では、クランク軸の捩れやクランク角センサによる時間パラメータＣＲＭＥの検出誤差等に起因する外乱の影響を排除することができる。
Next, a third embodiment of a method for calculating torque parameters, which is executed by the cylinder-specific torque
図２３（ａ）は、修正相対回転速度ＯＭＧＲＥＦＭの実測値の一例を示しており、点線で囲んだ部分が、このような外乱の影響を受けた部分である。このような外乱の影響があると、トルクパラメータの算出に誤差が生じるおそれがある。 FIG. 23A shows an example of an actual measurement value of the corrected relative rotational speed OMGREFM, and a portion surrounded by a dotted line is a portion affected by such a disturbance. If there is an influence of such disturbance, an error may occur in calculation of the torque parameter.
そこで、この実施形態では、正常燃焼が行われ、かつクランク角センサの検出に影響を与える外乱がない場合の回転速度変化を近似する燃焼相関関数ＦＣＲを修正相対回転速度ＯＭＧＲＥＦＭに乗算することにより、外乱の影響を排除する。図２３（ｂ）は、（ａ）に示す修正相対回転速度ＯＭＧＲＥＦＭに関数ＦＣＲを乗算することにより算出したＯＭＧＲＥＦＭｂを示しており、外乱が抑制されていることがわかる。 Therefore, in this embodiment, by multiplying the corrected relative rotational speed OMGREFM by the combustion correlation function FCR that approximates the rotational speed change when normal combustion is performed and there is no disturbance affecting the detection of the crank angle sensor, Eliminate the effects of disturbances. FIG. 23B shows OMGREFMb calculated by multiplying the corrected relative rotational speed OMGREFM shown in FIG. 23A by the function FCR, and it can be seen that the disturbance is suppressed.
図２４は、相関関数ＦＣＲの一例を示し、式（２９）で定義される。ここで、Ｎは気筒数であり、θは、特定気筒のピストンが上死点に位置する角度を基準としたクランク角度である（図１５を参照）。なお、図２４は、６気筒エンジンに対応する相関関数ＦＣＲを示している。
ＦＣＲ＝｛１−２ｃｏｓ（Ｎ・θ／２）｝／２ （２９）
FIG. 24 shows an example of the correlation function FCR, which is defined by Expression (29). Here, N is the number of cylinders, and θ is a crank angle based on the angle at which the piston of the specific cylinder is located at the top dead center (see FIG. 15). FIG. 24 shows a correlation function FCR corresponding to a 6-cylinder engine.
FCR = {1-2 cos (N · θ / 2)} / 2 (29)
相関関数ＦＣＲは、例えばエンジンの暖機後の定常運転状態において、正常燃焼時の各気筒の筒内圧を計測し、計測した気筒毎の筒内圧を加算することにより合成の筒内圧変化を算出し、その合成筒内圧変化を回転速度の変化に換算することにより、求めてもよい。図２５は、そのようにして求めた関数ＦＣＲを示す。この関数ＦＣＲは、正常燃焼状態における回転速度変化波形を、最小値が０で最大値が１となるように正規化されている。 The correlation function FCR calculates the combined in-cylinder pressure change by, for example, measuring the in-cylinder pressure of each cylinder during normal combustion in the steady operation state after the engine is warmed up, and adding the measured in-cylinder pressure for each cylinder. Alternatively, it may be obtained by converting the change in the combined cylinder pressure into the change in the rotational speed. FIG. 25 shows the function FCR thus obtained. This function FCR is normalized so that the rotation speed change waveform in the normal combustion state is 0 at the minimum value and 1 at the maximum value.
図２６（ａ）は、燃焼相関関数ＦＣＲによる相対回転速度の補正を行わない場合のトルクパラメータＭＦＪＵＤのばらつきの範囲の例を示し、図２６（ｂ）は、この第３の実施形態におけるトルクパラメータＭＦＪＵＤのばらつき範囲の例を示す。これらの図から明らかなように、相関関数ＦＣＲを用いた補正を行うことにより、トルクパラメータの算出精度が高まり、ばらつき範囲を減少させることができる（図の例では、約４０％減少）。 FIG. 26A shows an example of the range of variation of the torque parameter MFJUD when the relative rotational speed is not corrected by the combustion correlation function FCR, and FIG. 26B shows the torque parameter in the third embodiment. An example of the variation range of MFJUD is shown. As is clear from these figures, by performing correction using the correlation function FCR, the calculation accuracy of the torque parameter can be increased and the variation range can be reduced (in the example of the figure, it is reduced by about 40%).
図２７は、この第３の形態に従う、トルクパラメータを算出するプロセスのフローを示す。 FIG. 27 shows a process flow for calculating a torque parameter according to the third embodiment.
ステップＳ５１〜５３は、第１の形態に従う図１１のステップＳ１１〜Ｓ１３と同じであるので、説明を省略する。 Steps S51 to S53 are the same as steps S11 to S13 of FIG. 11 according to the first embodiment, and thus description thereof is omitted.
ステップＳ５４において、式（５）により算出される慣性力回転速度ＯＭＧＩ（ｋ）を下記の式（３０）に適用し、慣性力回転速度ＯＭＧＩａ（Ｉ）を算出する。第１の形態では、圧縮上死点での慣性力回転速度ＯＭＧＩ（ｋ）をそのまま式（５）に適用して修正相対回転速度ＯＭＧＲＥＦＭを算出したが、この形態では、各サンプリングタイミングにおける慣性力回転速度ＯＭＧＩａ（ｉ）を算出して、相対回転速度ＯＭＧＲＥＦの修正を行う。
ＯＭＧＩａ(i)＝ＯＭＧＩ(k)×｛ｃｏｓ（Ｎ・Ｄθ・ｉ／２）−１｝ （３０）
In step S54, the inertial force rotation speed OMGI (k) calculated by the equation (5) is applied to the following equation (30) to calculate the inertial force rotation speed OMGIa (I). In the first form, the inertial force rotational speed OMGI (k) at the compression top dead center is applied to the equation (5) as it is to calculate the corrected relative rotational speed OMGREFM. In this form, the inertial force at each sampling timing is calculated. The rotational speed OMGIa (i) is calculated, and the relative rotational speed OMGREF is corrected.
OMGIa (i) = OMGI (k) × {cos (N · Dθ · i / 2) −1} (30)
ステップＳ５５では、式（３１）に、ステップＳ５４で算出した慣性力回転速度ＯＭＧＩａ（ｉ）を適用し、第１修正相対回転速度ＯＭＧＲＥＦＭａ（ｉ）を算出する。
ＯＭＧＲＥＦＭａ(i)＝ＯＭＧＲＥＦ(i)−ＯＭＧＩａ(i) （３１）
In step S55, the inertial force rotational speed OMGIa (i) calculated in step S54 is applied to the equation (31) to calculate the first corrected relative rotational speed OMGREFMa (i).
OMGREFMa (i) = OMGREF (i) -OMGIa (i) (31)
ステップＳ５６では、ステップＳ５５で算出した第１修正相対回転速度ＯＭＧＲＥＦＭａ（ｉ）および式（３２）により算出される相関関数ＦＣＲ（ｉ）を式（３３）に適用し、第２修正相対回転速度ＯＭＧＲＥＦＭｂ（ｉ）を算出する。式（３２）は、式（２９）のθを、（Ｄθ・ｉ）に置換したものである。
ＦＣＲ(i)＝｛１−２ｃｏｓ（Ｎ・Ｄθ・ｉ／２）｝／２ （３２）
ＯＭＧＲＥＦＭｂ(i)＝ＯＭＧＲＥＦＭａ(i)×ＦＣＲ(i) （３３）
In step S56, the first corrected relative rotational speed OMGREFMa (i) calculated in step S55 and the correlation function FCR (i) calculated by the expression (32) are applied to the expression (33) to obtain the second corrected relative rotational speed OMGREFFMb. (I) is calculated. Expression (32) is obtained by replacing θ in Expression (29) with (Dθ · i).
FCR (i) = {1-2 cos (N · Dθ · i / 2)} / 2 (32)
OMGREFMb (i) = OMGREFMa (i) × FCR (i) (33)
ステップＳ５７では、式（３４）に従ってトルクパラメータＭＦＪＵＤを算出する。
こうして、燃焼関数を用いることにより、クランク角センサの検出値に影響を与えうる外乱の影響を排除しつつトルクパラメータを算出することができる。また、式（３２）に示す燃焼相関関数を用いることにより、燃焼相関関数値算出用のテーブル設定のための実験が不要となり、比較的簡単な演算でトルクパラメータの算出補正を行うことができる。 Thus, by using the combustion function, it is possible to calculate the torque parameter while eliminating the influence of disturbance that may affect the detection value of the crank angle sensor. Further, by using the combustion correlation function shown in the equation (32), an experiment for setting a table for calculating the combustion correlation function value becomes unnecessary, and the calculation correction of the torque parameter can be performed with a relatively simple calculation.
代替的に、図２５に示す実測データに基づく相関関数を用いる場合には、図２５に示す１周期分の関数値ＦＣＲ（ｉ）をパラメータｉに応じて検索するＦＣＲテーブルを予めメモリに格納しておき、ステップＳ５６において、式（３２）による演算に代えて、ＦＣＲテーブル検索を行う。実測データに基づく燃焼相関関数を用いることにより、燃焼相関関数に内燃機関の特性を反映するようトルクパラメータの算出を補正することができる。 Alternatively, when the correlation function based on the actual measurement data shown in FIG. 25 is used, an FCR table for searching the function value FCR (i) for one period shown in FIG. 25 according to the parameter i is stored in the memory in advance. In step S56, an FCR table search is performed instead of the calculation according to the equation (32). By using the combustion correlation function based on the actually measured data, the calculation of the torque parameter can be corrected so that the characteristic of the internal combustion engine is reflected in the combustion correlation function.
また、式（３２）の演算も、コサイン関数を予めテーブルとしてメモリに記憶しておき、そのテーブルを検索することにより、相関関数値ＦＣＲ（ｉ）を算出するようにしてもよい。ＦＣＲを用いた補正は、第２の形態にも適用可能である。 Further, in the calculation of Expression (32), the correlation function value FCR (i) may be calculated by storing the cosine function in a memory in advance as a table and searching the table. Correction using the FCR is also applicable to the second embodiment.
上述した実施形態では、６気筒エンジンを例に説明したが、本願発明は、任意の数の気筒を有するエンジンに適用可能である。また、本願発明は、直接噴射式のエンジン、ディーゼルエンジン等のエンジンにも適用可能である。 In the above-described embodiment, a six-cylinder engine has been described as an example, but the present invention can be applied to an engine having an arbitrary number of cylinders. The present invention is also applicable to engines such as direct injection engines and diesel engines.
さらに、本発明は、汎用の（例えば、船外機等の）内燃機関に適用可能である。 Furthermore, the present invention is applicable to general-purpose internal combustion engines (for example, outboard motors).
１０ ＥＣＵ
１２ エンジン
１４ 吸気バルブ
３３ クランク角センサ
１００ 制御装置
10 ECU
12
Claims (4)
内燃機関の回転速度に応じた回転速度パラメータを検出する回転速度パラメータ検出手段と、
前記回転速度パラメータに基づいて、気筒別の出力トルクを表す気筒別トルクパラメータを算出する手段と、
前記算出された気筒別トルクパラメータの標準偏差を算出する手段と、
動力伝達機構の変速比毎に、サージングによる振動の許容加速度を規定した許容加速度マップ、および車両の等価慣性重量毎に、該許容加速度に対応する気筒別トルクパラメータの標準偏差を規定した標準偏差マップを記憶する記憶手段と、
前記車両に搭載された動力伝達機構について検出された現在の変速比に基づいて前記許容加速度マップを参照し、対応するサージングの許容加速度を求める手段と、
前記求めた許容加速度と前記車両の等価慣性重量に基づいて前記標準偏差マップを参照し、対応する標準偏差をしきい値として求める手段と、
前記算出された標準偏差が前記求めたしきい値より大きければ、サージングが発生する可能性がある状態と判定する手段と、
前記サージングが発生する可能性がある状態と判定されたならば、前記オーバーラップ期間が小さくなるように、前記可変動弁機構を制御する制御手段と、
を備える制御装置。 A control device for an internal combustion engine that is mounted on a vehicle and has a variable valve mechanism that can change an overlap period of an intake valve and an exhaust valve,
A rotational speed parameter detecting means for detecting a rotational speed parameter according to the rotational speed of the internal combustion engine;
Means for calculating a cylinder-specific torque parameter representing an output torque for each cylinder based on the rotational speed parameter;
Means for calculating a standard deviation of the calculated cylinder-specific torque parameter;
A permissible acceleration map that prescribes the permissible acceleration of vibration due to surging for each gear ratio of the power transmission mechanism, and a standard deviation map that prescribes the standard deviation of the cylinder-specific torque parameter corresponding to the permissible acceleration for each equivalent inertia weight of the vehicle Storage means for storing
Means for referring to the allowable acceleration map based on a current gear ratio detected for a power transmission mechanism mounted on the vehicle and determining a corresponding surging allowable acceleration;
Means for referring to the standard deviation map based on the obtained allowable acceleration and the equivalent inertia weight of the vehicle, and obtaining a corresponding standard deviation as a threshold value;
Means for determining that surging may occur if the calculated standard deviation is greater than the determined threshold;
If it is determined that the surging is likely to occur, control means for controlling the variable valve mechanism so that the overlap period is reduced;
A control device comprising:
前記制御手段は、前記サージングが発生する可能性がある状態と判定されたならば、前記吸気バルブの位相を、前記最適位相から第１の所定量だけ遅角させる遅角制御を、前記可変動弁機構を介して行うことにより、前記オーバーラップ期間を小さくする、
請求項１に記載の制御装置。 Means for determining an optimum phase of the intake valve based on the operating state of the internal combustion engine;
If it is determined that the surging is likely to occur, the control means performs a delay angle control for delaying the phase of the intake valve by a first predetermined amount from the optimum phase. Reducing the overlap period by performing via a valve mechanism;
The control device according to claim 1.
請求項２に記載の制御装置。 The control means further, after the retardation control in response to the determination that the surging is likely to occur, if the state where the surging may occur is resolved, An advance angle control for advancing the phase of the intake valve from the phase delayed by the first predetermined amount toward the optimum phase by a second predetermined amount is performed via the variable valve mechanism.
The control device according to claim 2.
請求項３に記載の制御装置。 The control means further performs an upper limit process at the optimum phase with respect to the phase of the intake valve advanced by the advance angle control.
The control device according to claim 3.
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