JP2017020487A - Control device for internal combustion engine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、内燃機関から排出された排ガスの一部を吸気通路に還流させるＥＧＲ装置を備える内燃機関の制御装置に関し、特にＥＧＲ率を推定し、ＥＧＲ率に応じて内燃機関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 including an EGR device that recirculates a part of exhaust gas discharged from the internal combustion engine to an intake passage, and more particularly to a control device that estimates an EGR rate and controls the internal combustion engine according to the EGR rate. About.
従来のＥＧＲ率の推定方法として、気筒に吸入される新気量をエアフローセンサで検出するとともに、吸気圧センサで検出された吸気圧に基づいて気筒に吸入される総ガス量を算出し、これらの新気量と総ガス量からＥＧＲ率を推定することが知られている。しかし、この推定方法を低圧ＥＧＲ装置（ターボチャージャのタービンよりも下流側から排ガスを取り出し、吸気通路のコンプレッサよりも上流側に還流させるＥＧＲ装置）に用いた場合には、気筒までの外部ＥＧＲガスの流路が比較的長く、外部ＥＧＲガスが気筒内に到達するまでの遅れが大きいため、ＥＧＲ率を精度良く推定することは困難である。 As a conventional method for estimating the EGR rate, the amount of fresh air sucked into the cylinder is detected by an air flow sensor, and the total amount of gas sucked into the cylinder is calculated based on the intake pressure detected by the intake pressure sensor. It is known to estimate the EGR rate from the fresh air amount and the total gas amount. However, when this estimation method is used in a low-pressure EGR device (an EGR device that extracts exhaust gas from the downstream side of the turbine of the turbocharger and returns it to the upstream side of the compressor of the intake passage), the external EGR gas up to the cylinders Since the flow path is relatively long and the delay until the external EGR gas reaches the cylinder is large, it is difficult to accurately estimate the EGR rate.
また、ＥＧＲ率を推定する従来の他の方法として、例えば特許文献１に開示されたものが知られている。この推定方法は、内燃機関の圧縮行程における混合気の状態変化がポリトロープ変化であることや、混合気の組成に応じて比熱比が変化することに着目したものである。具体的には、圧縮行程中の所定の２つのクランク角ＣＡ１、ＣＡ２において筒内圧Ｐ１、Ｐ２を筒内圧センサで検出し、これらの筒内圧Ｐ１、Ｐ２とクランク角ＣＡ１、ＣＡ２に対応する気筒容積Ｖ１、Ｖ２から、混合気の比熱比κを次式によって算出する。
κ ＝ ｌｏｇ（Ｐ１／Ｐ２）／ｌｏｇ（Ｖ２／Ｖ１）
そして、算出された比熱比κに基づき、比熱比とＥＧＲ率（ＥＧＲガス濃度）との関係を規定した所定のテーブルを参照することによって、ＥＧＲ率が算出される。
Further, as another conventional method for estimating the EGR rate, for example, one disclosed in
κ = log (P1 / P2) / log (V2 / V1)
Then, the EGR rate is calculated by referring to a predetermined table that defines the relationship between the specific heat ratio and the EGR rate (EGR gas concentration) based on the calculated specific heat ratio κ.
上述した従来のＥＧＲ率の推定方法では、圧縮行程における混合気の状態変化がポリトロープ変化であることを前提とし、圧縮行程中に検出された筒内圧Ｐ１、Ｐ２の変化量に基づいて、混合気の比熱比が算出される。一方、実際の内燃機関の制御では、内燃機関の負荷や回転数などに応じて、点火時期が変更され、それに伴って混合気の燃焼の開始タイミングが変化するのが通常である。 In the above-described conventional EGR rate estimation method, it is assumed that the state change of the air-fuel mixture in the compression stroke is a polytropic change, and the air-fuel mixture is determined based on the amount of change in the in-cylinder pressures P1 and P2 detected during the compression stroke. The specific heat ratio is calculated. On the other hand, in actual control of the internal combustion engine, the ignition timing is usually changed according to the load and the rotational speed of the internal combustion engine, and the start timing of combustion of the air-fuel mixture is usually changed accordingly.
これに対し、従来の推定方法では、筒内圧Ｐ１、Ｐ２の検出タイミングとして、所定のクランク角ＣＡ１、ＣＡ２が一律に設定されているため、後側のクランク角ＣＡ２が混合気の実際の燃焼開始タイミングよりも遅くなる場合がある。その場合には、混合気の燃焼による圧力上昇によって、混合気の状態変化がポリトロープ変化に沿わなくなるため、比熱比の算出精度が低下してしまう。また、このような不具合を回避するために、例えば、後側のクランク角ＣＡ２をより進角側に設定した場合には、筒内圧Ｐ１、Ｐ２の圧力差を十分に確保できないおそれがあり、やはり比熱比を精度良く算出することができない。 On the other hand, in the conventional estimation method, since the predetermined crank angles CA1 and CA2 are uniformly set as the detection timings of the in-cylinder pressures P1 and P2, the rear crank angle CA2 is used to actually start the combustion of the air-fuel mixture. It may be later than the timing. In that case, since the change in the state of the mixture does not follow the change in the polytropy due to the pressure increase due to the combustion of the mixture, the accuracy of calculating the specific heat ratio is reduced. In order to avoid such a problem, for example, when the rear crank angle CA2 is set to a more advanced side, there is a possibility that a sufficient pressure difference between the in-cylinder pressures P1 and P2 cannot be secured. The specific heat ratio cannot be calculated with high accuracy.
また、混合気の比熱比は、温度に応じて変化するという温度特性を有するため、混合気の組成やＥＧＲ率が同じでも、圧縮行程での圧縮による混合気の温度上昇に伴って変化する。これに対し、従来の推定方法では、比熱比を算出する際にも、比熱比からＥＧＲ率を算出する際にも、比熱比の温度特性は考慮されておらず、この点からも比熱比及びＥＧＲ率の算出を精度良く行えない。 Further, since the specific heat ratio of the air-fuel mixture has a temperature characteristic that changes according to the temperature, even if the composition and EGR rate of the air-fuel mixture are the same, they change as the temperature of the air-fuel mixture increases due to compression in the compression stroke. On the other hand, in the conventional estimation method, neither the specific heat ratio nor the temperature characteristic of the specific heat ratio is taken into consideration when calculating the specific heat ratio or the EGR rate from the specific heat ratio. The EGR rate cannot be calculated accurately.
本発明は、以上のような課題を解決するためになされたものであり、圧縮行程における混合気の状態変化に基づき、比熱比の温度特性を良好に反映させながら、ＥＧＲ率を精度良く推定できるとともに、推定したＥＧＲ率を用いて内燃機関を適切に制御することができる内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made to solve the above-described problems, and can accurately estimate the EGR rate while favorably reflecting the temperature characteristics of the specific heat ratio based on the change in the state of the air-fuel mixture in the compression stroke. Another object of the present invention is to provide a control device for an internal combustion engine that can appropriately control the internal combustion engine using the estimated EGR rate.
上記の目的を達成するために、請求項１に係る発明は、気筒３ａ内に燃料を直接、噴射するとともに、気筒３ａから排気通路７に排出された排ガスの一部を外部ＥＧＲガスとして吸気通路６に還流させるＥＧＲ装置１４を備える内燃機関の制御装置であって、気筒３ａ内の圧力を筒内圧ＰＣＹＬとして検出する筒内圧センサ５１と、内燃機関３の運転状態（点火時期ＩＧＬＯＧ、吸気圧ＰＢＡ、エンジン回転数ＮＥ）を検出する運転状態検出手段（吸気圧センサ５６、クランク角センサ５２、ＥＣＵ２）と、検出された内燃機関３の運転状態に応じて、気筒３ａ内に充填された混合気の燃焼が開始される直前のクランク角を、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦとして設定する基準クランク角設定手段（ＥＣＵ２、図３のステップ５、図４）と、混合気中に外部ＥＧＲガスが存在せず且つ混合気の空燃比が理論空燃比であるという条件で、混合気の比熱比の温度特性に基づき、設定された基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦにおいて発生する気筒３ａ内の圧力を、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦとして算出する基準筒内圧算出手段（ＥＣＵ２、図３のステップ６、図６）と、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦにおいて筒内圧センサ５１により検出された実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳと算出された基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦとの圧力差ΔＰに基づき、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲを推定するＥＧＲ率推定手段（ＥＣＵ２、図３のステップ９〜１１）と、推定されたＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲに応じて内燃機関３を制御する制御手段（ＥＣＵ２、図１８）と、を備えることを特徴とする。
In order to achieve the above object, the invention according to
この内燃機関では、気筒内に燃料が直接、噴射されるとともに、気筒から排気通路に排出された排ガスの一部が、外部ＥＧＲガスとして吸気通路に還流する。本発明の内燃機関の制御装置では、筒内圧（気筒内の圧力）が筒内圧センサによって検出される。また、検出された内燃機関の運転状態に応じて、混合気の燃焼が開始される直前のクランク角が、基準クランク角として設定され、さらに、この基準クランク角において発生する気筒内の圧力が、基準筒内圧として算出される。この基準筒内圧の算出は、外部ＥＧＲガスが存在せず且つ空燃比が理論空燃比であるという混合気の組成の条件で、混合気の比熱比の温度特性に基づいて行われる。 In this internal combustion engine, fuel is directly injected into the cylinder, and part of the exhaust gas discharged from the cylinder to the exhaust passage returns to the intake passage as external EGR gas. In the control apparatus for an internal combustion engine of the present invention, the in-cylinder pressure (pressure in the cylinder) is detected by the in-cylinder pressure sensor. Further, according to the detected operating state of the internal combustion engine, the crank angle immediately before the start of combustion of the air-fuel mixture is set as the reference crank angle, and the pressure in the cylinder generated at this reference crank angle is Calculated as the reference in-cylinder pressure. The calculation of the reference in-cylinder pressure is performed based on the temperature characteristic of the specific heat ratio of the air-fuel mixture under the condition of the air-fuel mixture composition in which no external EGR gas is present and the air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio.
前述したように、混合気の比熱比は、基本的に混合気の組成に応じて定まるとともに、混合気の温度に応じて変化するという温度特性を有する。また、外部ＥＧＲが実行される場合、気筒までの流路が長く、外部ＥＧＲガスが気筒内に到達するまでの遅れがあるため、外部ＥＧＲ量を把握できない。したがって、基準筒内圧の算出を、上述した混合気の条件で、比熱比の温度特性に基づいて行うことによって、混合気の比熱比の温度特性を反映させながら、基準筒内圧を一義的かつ適切に求めることができる。 As described above, the specific heat ratio of the air-fuel mixture basically has a temperature characteristic that is determined according to the composition of the air-fuel mixture and changes according to the temperature of the air-fuel mixture. In addition, when external EGR is executed, the flow path to the cylinder is long and there is a delay until the external EGR gas reaches the inside of the cylinder, so the external EGR amount cannot be grasped. Therefore, by calculating the reference in-cylinder pressure based on the temperature characteristics of the specific heat ratio under the above-mentioned mixture conditions, the reference in-cylinder pressure is uniquely and appropriately reflected while reflecting the temperature characteristics of the specific heat ratio of the mixture. Can be requested.
また、本発明によれば、基準クランク角において検出された筒内圧を実筒内圧として求め、実筒内圧と基準筒内圧との圧力差に基づいて、ＥＧＲ率が推定される。この実筒内圧には、外部ＥＧＲガスを含む混合気の実際の組成とそれに応じた温度や比熱比が反映される。したがって、実筒内圧と基準筒内圧との圧力差に基づいて、ＥＧＲ率を推定できる。 According to the present invention, the in-cylinder pressure detected at the reference crank angle is obtained as the actual in-cylinder pressure, and the EGR rate is estimated based on the pressure difference between the actual in-cylinder pressure and the reference in-cylinder pressure. The actual in-cylinder pressure reflects the actual composition of the air-fuel mixture containing the external EGR gas and the temperature and specific heat ratio corresponding to the actual composition. Therefore, the EGR rate can be estimated based on the pressure difference between the actual in-cylinder pressure and the reference in-cylinder pressure.
また、基準クランク角は、混合気の燃焼の開始直前のクランク角であり、検出された内燃機関の運転状態に応じて設定される。このような基準クランク角の設定により、燃焼がまだ行われず、混合気の状態変化がポリトロープ変化に保たれた状態で、実筒内圧を取得するとともに、実筒内圧と基準筒内圧との大きな圧力差を確保できる。したがって、この圧力差に基づき、比熱比の温度特性を良好に反映させながら、ＥＧＲ率を精度良く推定することができる。また、精度良く推定されたＥＧＲ率に応じて内燃機関を制御するので、内燃機関の制御を適切に行うことができる。 The reference crank angle is a crank angle immediately before the start of combustion of the air-fuel mixture, and is set according to the detected operating state of the internal combustion engine. With this reference crank angle setting, the actual in-cylinder pressure is acquired while combustion is not yet performed and the change in the state of the air-fuel mixture is maintained in the polytropic change, and a large pressure between the actual in-cylinder pressure and the reference in-cylinder pressure is obtained. A difference can be secured. Therefore, based on this pressure difference, the EGR rate can be accurately estimated while favorably reflecting the temperature characteristic of the specific heat ratio. In addition, since the internal combustion engine is controlled according to the EGR rate estimated with high accuracy, the internal combustion engine can be controlled appropriately.
請求項２に係る発明は、請求項１に記載の内燃機関の制御装置において、ＥＧＲ装置１４は、排気通路７における過給機（ターボチャージャ１３）のタービン２３よりも下流側から吸気通路６における過給機のコンプレッサ２１よりも上流側に、外部ＥＧＲガスを還流させるように構成されていることを特徴とする。
The invention according to
上記のように構成されるＥＧＲ装置は、いわゆる低圧ＥＧＲ装置であり、外部ＥＧＲガスの流路が比較的長いため、外部ＥＧＲガスが気筒に到達するまでの遅れが大きい傾向がある。上述したように、本発明では、ＥＧＲ率の推定を、気筒内の実際の圧力である実筒内圧とその基準筒内圧をパラメータとして行うので、低圧ＥＧＲ装置の場合にも、外部ＥＧＲガスの遅れの影響を受けることなくＥＧＲ率を精度良く推定でき、したがって、本発明による効果を特に有効に得ることができる。 The EGR device configured as described above is a so-called low pressure EGR device, and since the flow path of the external EGR gas is relatively long, the delay until the external EGR gas reaches the cylinder tends to be large. As described above, in the present invention, the EGR rate is estimated using the actual in-cylinder pressure, which is the actual pressure in the cylinder, and the reference in-cylinder pressure as parameters. Therefore, even in the case of a low-pressure EGR device, the delay of the external EGR gas Therefore, the EGR rate can be estimated with high accuracy without being affected by the above-described effects, and therefore, the effect of the present invention can be obtained particularly effectively.
請求項３に係る発明は、請求項１又は２に記載の内燃機関の制御装置において、運転状態検出手段は、内燃機関３の運転状態として、点火時期ＩＧＬＯＧ、気筒３ａに吸入される吸気の圧力（吸気圧ＰＢＡ）、及び内燃機関３の回転数ＮＥを検出し、基準クランク角設定手段は、検出された点火時期ＩＧＬＯＧ、吸気圧力及び内燃機関３の回転数ＮＥに応じて、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦを設定すること（図４）を特徴とする。
According to a third aspect of the present invention, in the internal combustion engine control apparatus according to the first or second aspect, the operating state detecting means includes the ignition timing IGLOG and the pressure of the intake air sucked into the
前述したように、基準クランク角は、混合気の燃焼の開始直前のクランク角として設定される。また、混合気の燃焼の開始タイミングは、点火時期の影響をダイレクトに受けるとともに、吸気圧力に応じて変化し、また、クランク角で表される場合には、内燃機関の回転数に応じて変化する。この構成によれば、検出されたこれらの３つのパラメータに応じて、基準クランク角を設定するので、基準クランク角の設定を、内燃機関の実際の運転状態に応じて適切に行うことができ、基準クランク角における基準筒内圧及び実筒内圧を適切に得ることができる。なお、本明細書における各種のパラメータの「検出」には、パラメータを、センサなどで直接、検出することの他、演算によって算出・推定することなども含まれる。 As described above, the reference crank angle is set as the crank angle immediately before the start of combustion of the air-fuel mixture. In addition, the combustion start timing of the air-fuel mixture is directly affected by the ignition timing and changes according to the intake pressure. When expressed by the crank angle, it changes according to the rotational speed of the internal combustion engine. To do. According to this configuration, since the reference crank angle is set according to these detected three parameters, the reference crank angle can be appropriately set according to the actual operating state of the internal combustion engine, The reference in-cylinder pressure and the actual in-cylinder pressure at the reference crank angle can be appropriately obtained. The “detection” of various parameters in this specification includes not only detecting the parameters directly with a sensor but also calculating / estimating them by calculation.
請求項４に係る発明は、請求項３に記載の内燃機関の制御装置において、基準クランク角設定手段は、設定した基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦが圧縮ＴＤＣよりも遅角側のときには、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦを圧縮ＴＤＣに相当するクランク角（０度）に制限すること（図４のステップ２３、２４）を特徴とする。
According to a fourth aspect of the present invention, in the control device for an internal combustion engine according to the third aspect, the reference crank angle setting means sets the reference crank angle CA_REF when the set reference crank angle CA_REF is retarded from the compression TDC. It is characterized by limiting to a crank angle (0 degrees) corresponding to the compression TDC (
例えば、図２０に示すように、点火時期が圧縮ＴＤＣよりも進角側にあり、混合気の燃焼開始タイミングが圧縮ＴＤＣよりも遅角側にある場合には、主としてノッキングの影響により、圧縮ＴＤＣから燃焼開始までの間に、実際の筒内圧が低下することがある（同図の矢印Ａ部）。このような場合において、基準クランク角が圧縮ＴＤＣよりも遅角側に設定されると、基準クランク角において検出される実筒内圧が低下することで、実筒内圧と基準筒内圧との大きな圧力差を確保できず、この圧力差に基づくＥＧＲ率の推定精度が低下するおそれがある。 For example, as shown in FIG. 20, when the ignition timing is on the more advanced side than the compression TDC and the combustion start timing of the air-fuel mixture is on the more retarded side than the compression TDC, the compression TDC is mainly affected by knocking. The actual in-cylinder pressure may decrease during the period from the start of combustion to the start of combustion (arrow A part in the figure). In such a case, when the reference crank angle is set to the retard side with respect to the compression TDC, the actual in-cylinder pressure detected at the reference crank angle is reduced, and thus a large pressure between the actual in-cylinder pressure and the reference in-cylinder pressure. The difference cannot be secured, and the estimation accuracy of the EGR rate based on this pressure difference may be reduced.
この構成によれば、前述のようにして設定された基準クランク角が圧縮ＴＤＣよりも遅角側のときには、基準クランク角を圧縮ＴＤＣに相当するクランク角に制限する。これにより、圧縮ＴＤＣ後におけるノッキングなどの影響による実筒内圧の低下が回避されるので、実筒内圧と基準筒内圧との大きな圧力差を確保でき、ＥＧＲ率の推定精度を良好に維持することができる。 According to this configuration, when the reference crank angle set as described above is on the retard side with respect to the compression TDC, the reference crank angle is limited to a crank angle corresponding to the compression TDC. As a result, a decrease in the actual in-cylinder pressure due to the influence of knocking or the like after the compression TDC is avoided, so that a large pressure difference between the actual in-cylinder pressure and the reference in-cylinder pressure can be secured, and the estimation accuracy of the EGR rate can be maintained well. Can do.
請求項５に係る発明は、請求項１ないし４のいずれかに記載の内燃機関の制御装置において、圧縮行程において混合気の圧縮が開始される圧縮開始時のクランク角を、初期クランク角（吸気閉弁タイミングＩＶＣ）として取得する初期クランク角取得手段（吸気位相センサ５３、ＥＣＵ２）と、圧縮開始時における気筒３ａ内の温度を、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴとして取得する初期筒内温度取得手段（吸気温センサ５７、吸気位相センサ５３、排気位相センサ５４、ＥＣＵ２、図６のステップ３２）と、圧縮開始時における気筒３ａ内の圧力を、初期筒内圧（吸気圧ＰＢＡ）として取得する初期筒内圧取得手段（吸気圧センサ５６）と、をさらに備え、基準筒内圧算出手段は、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦと、取得された初期クランク角、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴ及び初期筒内圧に応じ、混合気の比熱比の温度特性に基づいて、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを算出すること（図６のステップ３３）を特徴とする。
According to a fifth aspect of the present invention, in the control device for an internal combustion engine according to any one of the first to fourth aspects, the crank angle at the start of compression at which compression of the air-fuel mixture is started in the compression stroke is set to an initial crank angle (intake air). Initial crank angle acquisition means (
基準筒内圧は、混合気の燃焼の開始直前に相当する基準クランク角において発生する筒内圧であるため、基準クランク角に応じて変化するとともに、混合気の圧縮の開始タイミングや、圧縮開始時における混合気の温度及び圧力に応じて変化する。この構成によれば、基準筒内圧を、基準クランク角と、圧縮開始時の初期クランク角、初期筒内温度及び初期筒内圧に応じて算出するので、基準筒内圧の算出を適切に行うことができる。 The reference in-cylinder pressure is an in-cylinder pressure generated at a reference crank angle corresponding to immediately before the start of combustion of the air-fuel mixture. Therefore, the reference in-cylinder pressure changes according to the reference crank angle, and at the start of compression of the air-fuel mixture, It varies depending on the temperature and pressure of the gas mixture. According to this configuration, the reference in-cylinder pressure is calculated according to the reference crank angle, the initial crank angle at the start of compression, the initial in-cylinder temperature, and the initial in-cylinder pressure, so that the reference in-cylinder pressure can be appropriately calculated. it can.
請求項６に係る発明は、請求項５に記載の内燃機関の制御装置において、内燃機関の回転数ＮＥを検出する回転数検出手段（クランク角センサ５２）と、内燃機関３を冷却する冷却水の温度ＴＷを検出する冷却水温度検出手段（水温センサ５９）と、をさらに備え、基準筒内圧算出手段は、検出された内燃機関３の回転数ＮＥ及び冷却水温度ＴＷに応じて基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを補正すること（図６のステップ３４、３５）を特徴とする。 According to a sixth aspect of the present invention, in the control device for an internal combustion engine according to the fifth aspect, a rotational speed detection means (crank angle sensor 52) for detecting the rotational speed NE of the internal combustion engine, and cooling water for cooling the internal combustion engine 3 Cooling water temperature detecting means (water temperature sensor 59) for detecting the temperature TW of the engine, and the reference in-cylinder pressure calculating means includes a reference in-cylinder pressure according to the detected rotational speed NE of the internal combustion engine 3 and the cooling water temperature TW. It is characterized by correcting P_REF (steps 34 and 35 in FIG. 6).
この構成によれば、検出された内燃機関の回転数及び冷却水温度に応じて基準筒内圧を補正することによって、気筒内と外部との間で授受される熱の影響を補償することができる。 According to this configuration, by correcting the reference in-cylinder pressure according to the detected rotation speed of the internal combustion engine and the coolant temperature, it is possible to compensate for the influence of heat transferred between the cylinder and the outside. .
請求項７に係る発明は、請求項５又は６に記載の内燃機関の制御装置において、ＥＧＲ率推定手段は、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦと、初期クランク角、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴ及び初期筒内圧に応じ、混合気の比熱比の温度特性に基づいて、圧力差ΔＰに対するＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲの傾きを表すＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲを算出するとともに、算出されたＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲを圧力差ΔＰに乗算することによって、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲを算出すること（図３のステップ７、１１、図１３）を特徴とする。
According to a seventh aspect of the present invention, in the control device for an internal combustion engine according to the fifth or sixth aspect, the EGR rate estimating means is responsive to the reference crank angle CA_REF, the initial crank angle, the initial in-cylinder temperature T_STRT, and the initial in-cylinder pressure. Based on the temperature characteristic of the specific heat ratio of the air-fuel mixture, the EGR coefficient C_EGR representing the slope of the EGR rate R_EGR with respect to the pressure difference ΔP is calculated, and the EGR coefficient C_EGR is multiplied by the pressure difference ΔP to thereby calculate the EGR rate It is characterized by calculating R_EGR (
実筒内圧と基準筒内圧との圧力差とＥＧＲ率は互いに比例関係にあるとともに、その比例定数（傾き）が吸気条件及び圧縮条件に応じて変化するという特性が認められている。この構成によれば、ＥＧＲ率を推定する際、まず、圧力差に対するＥＧＲ率の傾きを表すＥＧＲ係数を、基準クランク角、初期クランク角、初期筒内温度及び初期筒内圧に応じて算出する。これにより、基準筒内圧を算出する場合と同じパラメータを用い、混合気の吸気・圧縮条件を反映させながら、ＥＧＲ係数を適切に算出できる。そして、算出したＥＧＲ係数を圧力差に乗算することによって、ＥＧＲ率を精度良く推定することができる。 It is recognized that the pressure difference between the actual in-cylinder pressure and the reference in-cylinder pressure and the EGR rate are proportional to each other, and the proportionality constant (slope) changes according to the intake conditions and the compression conditions. According to this configuration, when estimating the EGR rate, first, an EGR coefficient representing the slope of the EGR rate with respect to the pressure difference is calculated according to the reference crank angle, the initial crank angle, the initial in-cylinder temperature, and the initial in-cylinder pressure. Accordingly, the EGR coefficient can be appropriately calculated while reflecting the intake / compression conditions of the air-fuel mixture using the same parameters as those for calculating the reference in-cylinder pressure. Then, the EGR rate can be accurately estimated by multiplying the pressure difference by the calculated EGR coefficient.
請求項８に係る発明は、請求項１ないし７のいずれかに記載の内燃機関の制御装置において、筒内圧センサ５１は、筒内圧を検出するための圧力検出素子と、圧力検出素子から出力される信号を増幅し、出力する増幅回路とを有し、圧力検出素子及び増幅回路が、気筒３ａ内に燃料を噴射する燃料噴射弁４に一体に設けられていることを特徴とする。
According to an eighth aspect of the present invention, in the control device for an internal combustion engine according to any one of the first to seventh aspects, the in-
上記のように構成される筒内圧センサは、その圧力検出素子及び増幅回路が燃料噴射弁に一体に設けられているため、点火動作によるノイズや他の気筒の燃料噴射弁の噴射動作によるノイズの影響を受けにくい。このため、筒内圧センサによる実筒内圧の検出精度が高められることで、ＥＧＲ率の推定精度をさらに向上させることができる。 The in-cylinder pressure sensor configured as described above has a pressure detection element and an amplifier circuit provided integrally with the fuel injection valve. Not easily affected. For this reason, the detection accuracy of the actual in-cylinder pressure by the in-cylinder pressure sensor is enhanced, and thus the estimation accuracy of the EGR rate can be further improved.
以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図１に示すように、本発明を適用した内燃機関（以下「エンジン」という）３は、例えば４つの気筒３ａを有するガソリンエンジンであり、車両（図示せず）に動力源として搭載されている。
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. As shown in FIG. 1, an internal combustion engine (hereinafter referred to as “engine”) 3 to which the present invention is applied is, for example, a gasoline engine having four
エンジン３の各気筒３ａには、燃料噴射弁（以下「インジェクタ」という）４及び点火プラグ５が、気筒３ａの燃焼室（図示せず）に臨むように設けられている。インジェクタ４は、燃焼室内に燃料を直接、噴射するタイプのものである。点火プラグ５からの火花の放電によって、燃料と空気との混合気が点火され、燃焼が行われる。インジェクタ４からの燃料噴射量及び燃料噴射時期と点火プラグ５の点火時期ＩＧＬＯＧは、電子制御ユニット（以下「ＥＣＵ」という）２からの制御信号によって制御される（図２参照）。
Each
なお、本実施形態において「混合気」は、気筒３ａに充填され、燃焼に供される筒内ガスであり、後述するＥＧＲ装置１４による排気還流（外部ＥＧＲ）が行われる場合には、外部ＥＧＲガスを含むものである。
In the present embodiment, the “air mixture” is an in-cylinder gas that is charged into the
エンジン３の各気筒３ａには、その内部の圧力（筒内圧）を検出する筒内圧センサ５１が設けられている。本実施形態では、筒内圧センサ５１は、インジェクタ一体型のものであり、図示しないが、燃焼室に臨み、筒内圧をピックアップする圧力検出素子や、圧力検出素子からの信号を増幅し、出力する増幅回路などが、インジェクタ４に一体に組み付けられている。筒内圧センサ５１で検出された筒内圧ＰＣＹＬを表す検出信号は、ＥＣＵ２に入力される。
Each
また、エンジン３は、可変吸気位相機構１１、可変排気位相機構１２、ターボチャージャ１３及びＥＧＲ装置１４などを備えている。
The engine 3 also includes a variable
可変吸気位相機構１１は、エンジン３のクランクシャフトに対する吸気弁（いずれも図示せず）の相対的な位相（以下「吸気位相」という）ＣＡＩＮを無段階に変更するものであり、吸気位相制御モータ１１ａ（図２参照）などを備えている。吸気位相制御モータ１１ａは、ＥＣＵ２からの制御信号に応じて、クランクシャフトに対して吸気カムシャフト（図示せず）を相対的に回転させ、両者の相対角度を変化させることによって、吸気位相ＣＡＩＮを無段階に変更する。
The variable
同様に、可変排気位相機構１２は、クランクシャフトに対する排気弁（図示せず）の相対的な位相（以下「排気位相」という）ＣＡＥＸを無段階に変更するものであり、排気位相制御モータ１２ａ（図２参照）などを備えている。排気位相制御モータ１２ａは、ＥＣＵ２からの制御信号に応じて、クランクシャフトに対して排気カムシャフト（図示せず）を相対的に回転させ、両者の相対角度を変化させることによって、排気位相ＣＡＥＸを無段階に変更する。
Similarly, the variable
これらの可変吸気位相機構１１及び可変排気位相機構１２は、吸気位相ＣＡＩＮと排気位相ＣＡＥＸの変更によって、吸気弁及び排気弁の開閉弁タイミングをそれぞれ制御するとともに、吸気弁と排気弁とのバルブオーバーラップによる内部ＥＧＲを制御するのに用いられる。
The variable
ターボチャージャ１３は、吸気通路６に設けられたコンプレッサ２１と、排気通路７に設けられ、シャフト２２を介してコンプレッサ２１に一体に連結されたタービン２３を備えている。排気通路７を流れる排ガスによってタービン２３が駆動され、それと一体にコンプレッサ２１が回転することによって、吸気が過給される。また、ウェイストゲートバルブ（図示せず）などをＥＣＵ２からの制御信号で制御することで、過給圧が調整される。
The
吸気通路６には、上流側から順に、吸気絞り弁２５、ターボチャージャ１３のコンプレッサ２１、過給によって昇温した吸気を冷却するためのインタークーラ２６、及びスロットル弁２７が設けられている。吸気絞り弁２５は、その下流側に外部ＥＧＲガスを導入するための負圧を発生させるものであり、その開度は、ＥＣＵ２からの制御信号に応じ、ＬＰアクチュエータ２５ａを介して制御される。
In the
スロットル弁２７は、吸気通路６の吸気マニホルド６ａよりも上流側に配置されている。スロットル弁２７の開度は、ＥＣＵ２からの制御信号に応じ、ＴＨアクチュエータ２７ａを介して制御され、それにより、気筒３ａに吸入される筒内ガス量が制御される。
The
排気通路７のタービン２３よりも下流側には、三元触媒２８が設けられている。三元触媒２８は、活性状態において、排ガス中のＨＣやＣＯを酸化するとともに、ＮＯｘを還元することによって、排ガスを浄化する。
A three-
ＥＧＲ装置１４は、気筒３ａから排気通路７に排出された排ガスの一部を、ＥＧＲ通路４１を介し、外部ＥＧＲガスとして吸気通路６に還流させるものである。図１に示すように、ＥＧＲ通路４１は、排気通路７のタービン２３及び三元触媒２８よりも下流側と、吸気通路６のコンプレッサ２１と吸気絞り弁２５との間に接続されている。この構成により、外部ＥＧＲガスは、排ガスがタービン２３に対して仕事を行った後の状態で取り出されるため、比較的低圧になる。すなわち、ＥＧＲ装置１４は、いわゆる低圧ＥＧＲ装置として構成されている。
The EGR device 14 recirculates a part of the exhaust gas discharged from the
ＥＧＲ通路４１の途中には、ＥＧＲ弁４２と、外部ＥＧＲガスを冷却するためのＥＧＲクーラ４３が設けられている。ＥＧＲ弁４２の開度は、ＥＣＵ２からの制御信号に応じ、ＥＧＲアクチュエータ４２ａを介して制御され、それにより、外部ＥＧＲガス量が制御される。
In the middle of the EGR passage 41, an
また、エンジン３には、その運転状態を検出するために、前述した筒内圧センサ５１に加えて、以下のような各種のセンサが設けられている（図２参照）。
In addition to the in-
クランク角センサ５２は、クランクシャフトの回転に伴い、所定のクランク角度ごとに、パルス信号であるＣＲＫ信号及びＴＤＣ信号をＥＣＵ２に出力する。ＣＲＫ信号は、所定のクランク角度（例えば０．５度）ごとに出力される。ＥＣＵ２は、このＣＲＫ信号に基づき、エンジン３の回転数（以下「エンジン回転数」という）ＮＥを算出する。
The
また、ＴＤＣ信号は、いずれかの気筒３ａにおいて、エンジン３のピストン（図示せず）が吸気ＴＤＣ（上死点）付近の所定のクランク角度位置にあることを表す信号であり、本実施形態のようにエンジン３が４気筒の場合には、クランク角度１８０度ごとに出力される。ＥＣＵ２は、ＴＤＣ信号およびＣＲＫ信号に応じて、ＴＤＣ信号の出力タイミングを基準とするクランク角ＣＡを、気筒３ａごとに算出する。また、ＥＣＵ２は、ＴＤＣ信号及びＣＲＫ信号に応じて、所定のクランク角度（例えば３０度）ごとに、クランク角ステージＦＩＳＴＧ（＝０〜２３）を算出し、割り当てる。
Further, the TDC signal is a signal indicating that the piston (not shown) of the engine 3 is in a predetermined crank angle position near the intake TDC (top dead center) in any of the
また、可変吸気位相機構１１を取り付けた吸気カムシャフト、及び可変排気位相機構１２を取り付けた排気カムシャフトには、吸気位相センサ５３及び排気位相センサ５４がそれぞれ設けられている。吸気位相センサ５３は、吸気カムシャフトの回転に伴い、所定のカム角度（例えば０．５度）ごとに、パルス信号であるＣＡＭＩＮ信号をＥＣＵ２に出力する。ＥＣＵ２は、このＣＡＭＩＮ信号とＣＲＫ信号に基づき、吸気位相ＣＡＩＮを算出する。同様に、排気位相センサ５４は、排気カムシャフトの回転に伴い、所定のカム角度（例えば０．５度）ごとに、ＣＡＭＥＸ信号をＥＣＵ２に出力する。ＥＣＵ２は、このＣＡＭＥＸ信号とＣＲＫ信号に基づき、排気位相ＣＡＥＸを算出する。
The intake camshaft to which the variable
また、吸気通路６には、吸気絞り弁２５の上流側にエアフローセンサ５５が設けられ、スロットル弁２７の下流側の吸気チャンバ６ｂに、吸気圧センサ５６及び吸気温センサ５７が設けられている。エアフローセンサ５５は、気筒３ａに吸入される空気（新気）の量（吸入空気量）ＧＡＩＲを検出し、吸気圧センサ５６は、吸気圧ＰＢＡを絶対圧として検出し、吸気温センサ５７は、気筒３ａに吸入される、外部ＥＧＲガスを含む吸気の温度（吸気温）ＴＡを検出する。これらの検出信号はＥＣＵ２に入力される。
Further, in the
排気通路７のタービン２３と三元触媒２８との間には、ＬＡＦセンサ５８が設けられている。ＬＡＦセンサ５８は、理論空燃比を含む広い空燃比領域において、三元触媒２８に流入する排ガス中の酸素濃度を連続的に検出し、その検出信号をＥＣＵ２に出力する。ＥＣＵ２は、この検出信号に基づき、排ガスの当量比ＫＡＣＴを算出する。
A
さらに、ＥＣＵ２には、水温センサ５９からエンジン３を冷却する冷却水の温度（以下「エンジン水温」という）ＴＷを表す検出信号が、アクセル開度センサ６０から、車両のアクセルペダル（図示せず）の踏込み量（以下「アクセル開度」という）ＡＰを表す検出信号が、それぞれ入力される。
Further, the
ＥＣＵ２は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ及びＩ／Ｏインターフェース（いずれも図示せず）などから成るマイクロコンピュータで構成されている。ＥＣＵ２は、前述した各種のセンサの検出信号などに応じて、エンジン３の運転状態を判別し、インジェクタ４の燃料噴射量や点火プラグ５の点火時期ＩＧＬＯＧの制御などを含むエンジン制御を実行する。
The
また、本実施形態では特に、ＥＣＵ２は、気筒３ａ内に充填される混合気のＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲを推定するとともに、推定したＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲに応じて点火時期ＩＧＬＯＧを制御する。なお、混合気のＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲは、混合気（筒内ガス）の総量に対するＥＧＲガス量の比率として定義される。
Further, particularly in the present embodiment, the
本実施形態では、ＥＣＵ２が、基準クランク角設定手段、基準筒内圧算出手段、ＥＧＲ率推定手段、制御手段、初期クランク角取得手段、及び初期筒内温度取得手段に相当する。
In the present embodiment, the
図３は、ＥＣＵ２で実行されるＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲの推定処理のメインフローを示す。本処理は、気筒３ａごとに、前述したクランク角ステージＦＩＳＴＧの切替周期と同じ周期（例えばクランク角度３０度ごと）で、繰り返し実行される。なお、筒内圧センサ５１で検出された筒内圧ＰＣＹＬに直接、関連する処理は、本処理とは別個に、ＣＲＫ信号の発生周期と同じ周期（例えばクランク角度０．５度ごと）で実行され、例えば、検出された筒内圧ＰＣＹＬがクランク角ＣＡに対応して記憶される。
FIG. 3 shows a main flow of an EGR rate R_EGR estimation process executed by the
図３の推定処理では、まずステップ１（「Ｓ１」と図示。以下同じ）において、クランク角ステージＦＩＳＴＧが、吸気ＴＤＣ（上死点）に相当する第１所定値ＳＴＧ１に等しいか否かを判別する。この判別結果がＹＥＳで、当該気筒３ａが吸気行程に移行した直後の段階にあるときには、吸気関連パラメータを取得する（ステップ２）。具体的には、吸気関連パラメータとして、吸気温ＴＡ、エンジン水温ＴＷ及び排気位相ＣＡＥＸを読み出すとともに、ＥＣＵ２のＲＡＭの所定領域に記憶する。その後、本処理を終了する。
In the estimation process of FIG. 3, first, in step 1 (illustrated as “S1”, the same applies hereinafter), it is determined whether or not the crank angle stage FISTG is equal to a first predetermined value STG1 corresponding to intake TDC (top dead center). To do. When the determination result is YES and the
前記ステップ１の判別結果がＮＯのときには、クランク角ステージＦＩＳＴＧが、圧縮ＢＤＣ（下死点）に相当する第２所定値ＳＴＧ２に等しいか否かを判別する（ステップ３）。この判別結果がＹＥＳで、当該気筒３ａが圧縮行程に移行した直後の段階にあるときには、圧縮関連パラメータを取得する（ステップ４）。具体的には、圧縮関連パラメータとして、検出された吸気圧ＰＢＡ、エンジン回転数ＮＥ及び吸気位相ＣＡＩＮと、その時点で設定されている点火時期ＩＧＬＯＧを読み出すとともに、ＥＣＵ２のＲＡＭの所定領域に記憶する。
If the determination result in
次に、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦの設定処理を実行する（ステップ５）。この設定処理は、混合気の燃焼が開始される直前のタイミングを予測し、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦとして設定するものである。図４はそのサブルーチンを示す。 Next, a reference crank angle CA_REF setting process is executed (step 5). This setting process predicts the timing immediately before the start of combustion of the air-fuel mixture and sets it as the reference crank angle CA_REF. FIG. 4 shows the subroutine.
本処理では、まずステップ２１において、前記ステップ４で取得した吸気圧ＰＢＡ及びエンジン回転数ＮＥに応じ、所定のマップ（図示せず）を検索することによって、遅角補正量ΔＣ＿ＣＡを算出する。この遅角補正量ΔＣ＿ＣＡは、点火時期ＩＧＬＯＧで点火プラグ５による点火動作が行われた後、混合気が着火し、燃焼が開始されるまでの着火遅れ時間に相当し、クランク角度で表される。吸気圧ＰＢＡが低いほど、混合気が着火しにくくなり、また、エンジン回転数ＮＥが高いほど、同じ着火遅れ時間に対応するクランク角度は大きくなる。このため、上記のマップでは、遅角補正量ΔＣ＿ＣＡは、吸気圧ＰＢＡが低いほど、また、エンジン回転数ＮＥが高いほど、より大きくなるように設定されている。
In this process, first, in
次に、前記ステップ４で取得した点火時期ＩＧＬＯＧから遅角補正量ΔＣ＿ＣＡを減算した値を、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦとして設定する（ステップ２２）。なお、この基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦは、各気筒３ａの圧縮ＴＤＣを原点（０度）とし、進角側を正として表される（図１０参照）。
Next, a value obtained by subtracting the retard correction amount ΔC_CA from the ignition timing IGLOG acquired in
次に、設定した基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦが圧縮ＴＤＣに相当する０度よりも小さいか否かを判別する（ステップ２３）。この判別結果がＮＯのとき、すなわち基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦが圧縮ＴＤＣに相当するか又はそれよりも進角側のときには、そのまま本処理を終了する。 Next, it is determined whether or not the set reference crank angle CA_REF is smaller than 0 degrees corresponding to the compression TDC (step 23). When the determination result is NO, that is, when the reference crank angle CA_REF corresponds to the compression TDC or is on the more advanced side than this, the present process is ended as it is.
一方、ステップ２３の判別結果がＹＥＳで、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦが圧縮ＴＤＣよりも遅角側のときには、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦを圧縮ＴＤＣに相当する０度に制限し（ステップ２４）、本処理を終了する。
On the other hand, if the determination result in
図３に戻り、上記ステップ５に続くステップ６では、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦの算出処理を実行する。この基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦは、混合気中に外部ＥＧＲガスが存在せず且つ混合気の空燃比が理論空燃比であるという条件で、上記の基準クランク角において発生する筒内圧である。その算出処理の詳細については、後述する。
Returning to FIG. 3, in
次に、ＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲの算出処理を実行し（ステップ７）、本処理を終了する。このＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲは、圧力差ΔＰ（後述する実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳと基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦとの差）とＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲとの間に、図５に示すような線形（比例）関係が認められることから、その傾き（＝Ｒ＿ＥＧＲ／ΔＰ）をＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲと定義したものである。その算出処理の詳細については、後述する。 Next, an EGR coefficient C_EGR calculation process is executed (step 7), and this process ends. This EGR coefficient C_EGR has a linear (proportional) relationship as shown in FIG. 5 between a pressure difference ΔP (a difference between an actual in-cylinder pressure P_CPS and a reference in-cylinder pressure P_REF described later) and an EGR rate R_EGR. The slope (= R_EGR / ΔP) is defined as the EGR coefficient C_EGR. Details of the calculation process will be described later.
前記ステップ３の判別結果がＮＯのときには、クランク角ステージＦＩＳＴＧが、圧縮ＴＤＣ（上死点）に相当する第３所定値ＳＴＧ３に等しいか否かを判別する（ステップ８）。この判別結果がＮＯのときには、そのまま本処理を終了する。一方、ステップ８の判別結果がＹＥＳで、当該気筒３ａが圧縮行程が終了した直後の段階にあるときには、ステップ５で設定した基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦにおいて検出された筒内圧ＰＣＹＬを、ＲＡＭから読み出し、実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳとして取得する（ステップ９）。
When the determination result in step 3 is NO, it is determined whether or not the crank angle stage FISTG is equal to a third predetermined value STG3 corresponding to compression TDC (top dead center) (step 8). When this determination result is NO, this process is terminated as it is. On the other hand, when the determination result in step 8 is YES and the
次に、取得した実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳとステップ６で算出された基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦとの差（＝Ｐ＿ＣＰＳ−Ｐ＿ＲＥＦ）を、圧力差ΔＰとして算出する（ステップ１０）。次に、算出した圧力差ΔＰにステップ７で算出したＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲを乗算することによって、混合気のＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲを算出し（ステップ１１）、本処理を終了する。
Next, a difference (= P_CPS−P_REF) between the acquired actual in-cylinder pressure P_CPS and the reference in-cylinder pressure P_REF calculated in
次に、図６を参照しながら、図３のステップ６で実行される基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦの算出処理について説明する。本処理では、まずステップ３１において、前記ステップ２で取得した吸気位相ＣＡＩＮから、吸気弁の閉弁タイミング（以下「吸気閉弁タイミング」という）ＩＶＣを算出する。この吸気閉弁タイミングＩＶＣは、前述した基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦと同様、圧縮ＴＤＣを原点（０度）とし、進角側を正とするクランク角で表される。
Next, the reference in-cylinder pressure P_REF calculation process executed in
この吸気閉弁タイミングＩＶＣが圧縮行程中に設定される場合、混合気の圧縮は実質的に吸気弁の閉弁時から開始されるので、吸気閉弁タイミングＩＶＣは、圧縮開始時のクランク角（初期クランク角）に相当する。また、吸気圧ＰＢＡは、圧縮開始時における筒内圧（初期筒内圧）に相当する。 When the intake valve closing timing IVC is set during the compression stroke, the compression of the air-fuel mixture is substantially started when the intake valve is closed. Therefore, the intake valve closing timing IVC is determined by the crank angle ( This corresponds to the initial crank angle. The intake pressure PBA corresponds to the in-cylinder pressure (initial in-cylinder pressure) at the start of compression.
次に、吸気温ＴＡ、吸気位相ＣＡＩＮ及び排気位相ＣＡＥＸに応じ、所定のマップ（図示せず）を検索することによって、圧縮開始時における気筒３ａ内の温度である初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴを算出する（ステップ３２）。上記のパラメータのうち、吸気位相ＣＡＩＮ及び排気位相ＣＡＥＸは、吸気弁と排気弁とのバルブオーバーラップによる内部ＥＧＲが実行される場合に、内部ＥＧＲ量に応じた筒内温度の上昇を反映させるためのものである。このため、上記のマップでは、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴは、吸気温ＴＡが高いほど、また、吸気位相ＣＡＩＮ及び排気位相ＣＡＥＸに対しては、バルブオーバーラップが大きい側に位置するほど、より高い値に設定されている。
Next, by searching a predetermined map (not shown) according to the intake air temperature TA, the intake air phase CAIN, and the exhaust gas phase CAEX, an initial in-cylinder temperature T_STRT that is the temperature in the
次のステップ３３では、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦ、吸気閉弁タイミングＩＶＣ、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴ及び吸気圧ＰＢＡに応じ、図７に示す基準筒内圧マップを検索することによって、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを算出する。以下、この基準筒内圧マップについて説明する。
In the
まず、気筒３ａ内に充填された混合気（筒内ガス）の比熱比と圧縮行程における状態変化について説明する。混合気の比熱比κは、定圧比熱Ｃｐと気体定数Ｒを用いて次式（１）で表され、定圧比熱Ｃｐは次式（２）で表される。
式（２）に示されるように、混合気の比熱比κは、その組成（成分と各成分のモル数）に応じて変化する。また、図８に示すように、混合気の各成分の比熱比は、温度が上昇するにつれて低下するという温度特性を有し、これらの成分で構成される混合気の比熱比κもまた、同様の温度特性を有する。さらに、図９に示すように、混合気中にＥＧＲガスが含まれる場合には、混合気の組成が変化し、ＥＧＲガスのＣＯ２成分が加わることで、混合気の比熱比κが増大するという特性を有する。 As shown in Expression (2), the specific heat ratio κ of the air-fuel mixture varies depending on its composition (components and the number of moles of each component). Further, as shown in FIG. 8, the specific heat ratio of each component of the air-fuel mixture has a temperature characteristic of decreasing as the temperature rises, and the specific heat ratio κ of the air-fuel mixture composed of these components is also the same. Temperature characteristics. Furthermore, as shown in FIG. 9, when the mixture contains EGR gas, the composition of the mixture changes, and the CO2 component of the EGR gas is added to increase the specific heat ratio κ of the mixture. Has characteristics.
また、圧縮行程における混合気の状態変化が、断熱圧縮変化であり、ポリトロープ変化とみなされることから、クランク角ＣＡ＝ａのときの筒内温度Ｔａは、次式（３）で表される。
式（３）に示されるように、筒内温度Ｔは比熱比κの関数であり、また、上述したように、混合気の比熱比κは筒内温度Ｔの関数である。このため、比熱比κ及び筒内温度Ｔを正確に求めるために、式（１）（２）と式（３）の演算結果を逐次、相互に適用した逐次計算が行われる。その結果、クランク角ＣＡ＝最終クランク角θのときの筒内温度（最終筒内温度）Ｔθは、次式（４）で表される。
また、クランク角ＣＡ＝ａのときの筒内圧Ｐａは、次式（５）で表され、さらに、この式（５）から、クランク角ＣＡ＝θのときの筒内圧（最終筒内圧）Ｐθは、次式（６）で表される。
式（６）に示されるように、最終筒内圧Ｐθは、初期筒内圧Ｐ０、初期気筒容積Ｖ０、最終気筒容積Ｖθ及び逐次計算される比熱比κの関数である。また、比熱比κは、逐次計算される筒内温度Ｔの関数であり、筒内温度Ｔは、初期筒内温度Ｔ０と比熱比κの関数である。また、気筒容積Ｖはクランク角ＣＡから一義的に求められるため、初期気筒容積Ｖ０と最終気筒容積Ｖθは、初期クランク角ＣＡ０と最終クランク角ＣＡθにそれぞれ置き換えられる。 As shown in the equation (6), the final in-cylinder pressure Pθ is a function of the initial in-cylinder pressure P0, the initial cylinder volume V0, the final cylinder volume Vθ, and the specific heat ratio κ that is sequentially calculated. Further, the specific heat ratio κ is a function of the in-cylinder temperature T calculated sequentially, and the in-cylinder temperature T is a function of the initial in-cylinder temperature T0 and the specific heat ratio κ. Further, since the cylinder volume V is uniquely obtained from the crank angle CA, the initial cylinder volume V0 and the final cylinder volume Vθ are replaced with the initial crank angle CA0 and the final crank angle CAθ, respectively.
以上から、最終筒内圧Ｐθは、式（２）における混合気の組成が与えられた条件で、初期筒内圧Ｐ０、初期筒内温度Ｔ０、初期クランク角ＣＡ０及び最終クランク角ＣＡθの関数として、求められる。 From the above, the final in-cylinder pressure Pθ is obtained as a function of the initial in-cylinder pressure P0, the initial in-cylinder temperature T0, the initial crank angle CA0, and the final crank angle CAθ under the condition given the composition of the air-fuel mixture in the equation (2). It is done.
前述した基準筒内圧マップは、以上の関係に基づいており、図７に示すように、初期筒内圧Ｐ０、初期筒内温度Ｔ０及び初期クランク角ＣＡ０にそれぞれ相当する吸気圧ＰＢＡ、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴ及び吸気閉弁タイミングＩＶＣと、最終クランク角ＣＡθに相当する基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦを入力パラメータとし、最終筒内圧Ｐθに相当する基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを出力として得るものである。具体的には、上記の４つの入力パラメータの様々な条件に対し、式（１）〜（６）に基づいて基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦをあらかじめ算出し、その結果を入力パラメータに対してマップ化することによって、基準筒内圧マップが作成されている。 The above-described reference in-cylinder pressure map is based on the above relationship. As shown in FIG. 7, the in-cylinder pressure PBA and the initial in-cylinder temperature corresponding to the initial in-cylinder pressure P0, the initial in-cylinder temperature T0, and the initial crank angle CA0, respectively. T_STRT and intake valve closing timing IVC and a reference crank angle CA_REF corresponding to the final crank angle CAθ are used as input parameters, and a reference cylinder pressure P_REF corresponding to the final cylinder pressure Pθ is obtained as an output. Specifically, the reference in-cylinder pressure P_REF is calculated in advance based on the equations (1) to (6) for various conditions of the above four input parameters, and the result is mapped to the input parameters. Thus, a reference in-cylinder pressure map is created.
また、混合気の組成については、外部ＥＧＲガスが存在しないという条件と、内部ＥＧＲ量の条件と、空燃比が理論空燃比であるという条件が与えられている。最初の条件は、外部ＥＧＲが実行される場合、気筒３ａへの外部ＥＧＲガスの導入の遅れがあるため、外部ＥＧＲ量を把握できないためである。これに対し、内部ＥＧＲは、外部ＥＧＲのような導入の遅れがほとんどなく、内部ＥＧＲ量は、吸気閉弁タイミングＩＶＣを含む上記の初期条件によってほぼ定まるため、条件として与えられている。
As for the composition of the air-fuel mixture, a condition that no external EGR gas is present, a condition for the amount of internal EGR, and a condition that the air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio are given. The first condition is that when the external EGR is executed, there is a delay in the introduction of the external EGR gas to the
具体的には、吸気圧ＰＢＡ、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴ及び吸気閉弁タイミングＩＶＣに応じて、シミュレーションなどにより内部ＥＧＲ量を算出し、前記式（２）において、排ガス成分であるＣＯ２成分のモル数ｎco2 とＨ２Ｏ成分のモル数ｎH20が、算出した内部ＥＧＲ量に応じて設定され、他の成分のモル数ｎｘが、理論空燃比に相当する比率で設定されている。以上のような混合気の組成の条件で、上記の４つの入力パラメータの様々な条件に対し、式（１）〜（６）に基づいて基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦをあらかじめ算出し、その結果を入力パラメータに対してマップ化することによって、基準筒内圧マップが作成されている。 Specifically, the internal EGR amount is calculated by simulation or the like according to the intake pressure PBA, the initial in-cylinder temperature T_STRT, and the intake valve closing timing IVC, and the number of moles of the CO2 component that is the exhaust gas component in the equation (2). The number of moles nH20 of the nco2 and H2O components is set according to the calculated internal EGR amount, and the number of moles nx of the other components is set at a ratio corresponding to the stoichiometric air-fuel ratio. Under the conditions of the composition of the air-fuel mixture as described above, the reference in-cylinder pressure P_REF is calculated in advance based on the equations (1) to (6) for various conditions of the above four input parameters, and the result is input parameter. A reference in-cylinder pressure map is created by mapping the above.
図１０〜図１２は、基準筒内圧マップにおける、各入力パラメータに対する基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦの設定例を示す。図１０に示すように、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦは、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦの値が０に近いほど、すなわち基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦが圧縮ＴＤＣに近いほど、より大きな値に設定され、また、吸気閉弁タイミングＩＶＣの値が大きいほど、すなわち圧縮行程における吸気弁の閉弁タイミングが早いほど、より大きな値に設定されている。これは、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦが圧縮ＴＤＣに近いほど、また、吸気弁の閉弁タイミングが早いほど、混合気の実質的な圧縮期間が長くなることで、最終的な筒内圧が大きくなるためである。 10 to 12 show setting examples of the reference in-cylinder pressure P_REF for each input parameter in the reference in-cylinder pressure map. As shown in FIG. 10, the reference in-cylinder pressure P_REF is set to a larger value as the value of the reference crank angle CA_REF is closer to 0, that is, as the reference crank angle CA_REF is closer to the compression TDC, and the intake valve closing timing is set. The larger the IVC value, that is, the earlier the closing timing of the intake valve in the compression stroke, the larger the value is set. This is because, as the reference crank angle CA_REF is closer to the compression TDC and the closing timing of the intake valve is earlier, the substantial compression period of the air-fuel mixture becomes longer, and the final in-cylinder pressure increases. is there.
また、図１１に示すように、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦは、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴが高いほど、より小さな値に設定されている。これは、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴが高いほど、筒内温度がより高くなるのに応じて混合気の比熱比κが低下する結果、筒内圧の上昇度合が低下するためである。 As shown in FIG. 11, the reference in-cylinder pressure P_REF is set to a smaller value as the initial in-cylinder temperature T_STRT is higher. This is because as the initial in-cylinder temperature T_STRT is higher, the specific heat ratio κ of the air-fuel mixture decreases as the in-cylinder temperature becomes higher, and as a result, the increase in the in-cylinder pressure decreases.
さらに、図１２に示すように、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦは、吸気圧ＰＢＡに比例するように設定されている。これは、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦ及び吸気圧ＰＢＡは、最終筒内圧Ｐθ及び初期筒内圧Ｐ０にそれぞれ相当し、両者が比例関係にあるためである（式（６）参照）。 Further, as shown in FIG. 12, the reference in-cylinder pressure P_REF is set to be proportional to the intake pressure PBA. This is because the reference in-cylinder pressure P_REF and the intake pressure PBA correspond to the final in-cylinder pressure Pθ and the initial in-cylinder pressure P0, respectively, and are in a proportional relationship (see Expression (6)).
前述したように、図６のステップ３３では、上記の４つのパラメータに応じ、上述した基準筒内圧マップを検索することによって、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦが算出される。次のステップ３４では、エンジン回転数ＮＥ及びエンジン水温ＴＷに応じ、所定のマップを検索することによって、伝熱補正係数Ｋ＿ＨＴを算出する。この伝熱補正係数Ｋ＿ＨＴは、気筒３ａ内と外部との間で授受される熱の影響を補償するためのものである。
As described above, in
次に、ステップ３３で算出された基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦに伝熱補正係数Ｋ＿ＨＴを乗算することによって、最終的な基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを算出し（ステップ３５）、本処理を終了する。
Next, the final reference in-cylinder pressure P_REF is calculated by multiplying the reference in-cylinder pressure P_REF calculated in
次に、図１３を参照しながら、図３のステップ７で実行されるＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲの算出処理について説明する。前述したように、ＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲは、実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳと基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦとの圧力差ΔＰに対するＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲの傾きとして定義され（図５参照）、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲの算出に用いられる。また、上記の傾きが吸気条件及び圧縮条件に応じて変化するという特性が認められたため、本処理において、ＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲを算出するものである。
Next, the EGR coefficient C_EGR calculation process executed in
本処理では、まずステップ４１において、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦ、吸気閉弁タイミングＩＶＣ、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴ及び吸気圧ＰＢＡを取得する。これらの４つのパラメータは、上記の吸気条件及び圧縮条件を表すものであり、前述した基準筒内圧マップの４つの入力パラメータと同じである。このため、ステップ４１におけるパラメータの取得は、図６の基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦの算出処理で得られたデータを読み出すことによって、行われる。 In this process, first, in step 41, the reference crank angle CA_REF, the intake valve closing timing IVC, the initial in-cylinder temperature T_STRT, and the intake pressure PBA are acquired. These four parameters represent the intake conditions and the compression conditions described above, and are the same as the four input parameters of the reference in-cylinder pressure map described above. For this reason, the parameter acquisition in step 41 is performed by reading the data obtained by the calculation process of the reference in-cylinder pressure P_REF in FIG.
次に、取得した４つのパラメータに応じ、図１４に示すＥＧＲ係数マップを検索することによって、ＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲを算出し（ステップ４２）、本処理を終了する。このＥＧＲ係数マップは、上記の４つの入力パラメータの様々な条件に対し、式（１）〜（６）に基づいてＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲをあらかじめ算出し、その結果を入力パラメータに対してマップ化したものである。 Next, an EGR coefficient C_EGR is calculated by searching the EGR coefficient map shown in FIG. 14 according to the acquired four parameters (step 42), and this process is terminated. This EGR coefficient map is obtained by previously calculating the EGR coefficient C_EGR based on the equations (1) to (6) for various conditions of the above four input parameters, and mapping the result to the input parameters. It is.
図１５〜図１７は、ＥＧＲ係数マップにおける、各入力パラメータに対するＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲの設定例を示す。図１５に示すように、ＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲは、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦが圧縮ＴＤＣに近いほど、また、圧縮行程における吸気弁の閉弁タイミングが早いほど、より小さな値に設定されている。これは、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦが圧縮ＴＤＣに近いほど、また、吸気弁の閉弁タイミングが早いほど、混合気の実質的な圧縮期間が長くなることで、圧力差ΔＰが大きくなり、それに応じてＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲが小さくなるためである。 15 to 17 show setting examples of the EGR coefficient C_EGR for each input parameter in the EGR coefficient map. As shown in FIG. 15, the EGR coefficient C_EGR is set to a smaller value as the reference crank angle CA_REF is closer to the compression TDC and as the closing timing of the intake valve in the compression stroke is earlier. This is because, as the reference crank angle CA_REF is closer to the compression TDC and the closing timing of the intake valve is earlier, the substantial compression period of the air-fuel mixture becomes longer, and the pressure difference ΔP increases accordingly. This is because the EGR coefficient C_EGR becomes small.
また、図１６に示すように、ＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲは、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴが高いほど、より小さな値に設定されている。これは、以下の理由による。すなわち、混合気の成分の中で、燃料は、他の成分と比較して、定圧比熱Ｃｐの温度変化が大きく、混合気の比熱比κの温度特性への寄与度が大きい。一方、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲが増加すると、それに伴って燃料の割合が低下し、その寄与度が低くなることで、温度に応じた比熱比κの変化度合は小さくなる。このため、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴが高いほど、圧縮中に比熱比κがより高いレベルで変化することで、圧力差ΔＰが大きくなり、ＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲが小さくなるためである。 As shown in FIG. 16, the EGR coefficient C_EGR is set to a smaller value as the initial in-cylinder temperature T_STRT is higher. This is due to the following reason. That is, among the components of the air-fuel mixture, the fuel has a large temperature change in the constant pressure specific heat Cp and the contribution of the specific heat ratio κ of the air-fuel mixture to the temperature characteristics compared to other components. On the other hand, when the EGR rate R_EGR increases, the proportion of fuel decreases accordingly, and the degree of change in the specific heat ratio κ according to the temperature decreases as the contribution decreases. For this reason, as the initial in-cylinder temperature T_STRT is higher, the specific heat ratio κ is changed at a higher level during compression, so that the pressure difference ΔP increases and the EGR coefficient C_EGR decreases.
さらに、図１７に示すように、ＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲは、吸気圧ＰＢＡが高いほど、より小さな値に設定されている。これは、初期筒内圧である吸気圧ＰＢＡが高いほど、それに比例して実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳ及び圧力差ΔＰが増大し、それに応じてＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲが小さくなるためである。 Further, as shown in FIG. 17, the EGR coefficient C_EGR is set to a smaller value as the intake pressure PBA is higher. This is because the actual in-cylinder pressure P_CPS and the pressure difference ΔP increase in proportion to the intake pressure PBA that is the initial in-cylinder pressure, and the EGR coefficient C_EGR decreases accordingly.
次に、図１８を参照しながら、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲを用いた点火時期の制御処理について説明する。本処理は、ＴＤＣ信号の発生に同期して、気筒３ａごとに実行される。本処理では、まずステップ５１において、エンジン回転数ＮＥ及び要求トルクＴＲＱＣＭＤに応じ、所定のマップ（図示せず）を検索することによって、基本点火時期ＩＧ＿ＢＡＳＥを算出する。上記の要求トルクＴＲＱＣＭＤは、アクセル開度ＡＰ及びエンジン回転数ＮＥに基づいて算出される。
Next, the ignition timing control process using the EGR rate R_EGR will be described with reference to FIG. This process is executed for each
次に、推定されたＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲに応じ、所定のマップ（図示せず）を検索することによって、ＥＧＲ補正量ΔＩＧＥＧＲを算出する（ステップ５２）。 Next, an EGR correction amount ΔIGEGR is calculated by searching a predetermined map (not shown) according to the estimated EGR rate R_EGR (step 52).
次に、エンジン水温ＴＷやエンジン回転数ＮＥなどに応じて、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲ以外の要因による補正量ΔＩＧＴＴＬを算出する（ステップ５３）。 Next, a correction amount ΔIGTTL due to factors other than the EGR rate R_EGR is calculated according to the engine water temperature TW, the engine speed NE, and the like (step 53).
最後に、基本点火時期ＩＧ＿ＢＡＳＥに、ＥＧＲ補正量ΔＩＧＥＧＲ及び補正量ΔＩＧＴＴＬを加算することによって、点火時期ＩＧＬＯＧを算出し（ステップ５４）、本処理を終了する。 Finally, the ignition timing IGLOG is calculated by adding the EGR correction amount ΔIGEGR and the correction amount ΔIGTTL to the basic ignition timing IG_BASE (step 54), and this processing is terminated.
以上のように、本実施形態によれば、外部ＥＧＲガスが存在せず且つ空燃比が理論空燃比であるという混合気の条件で、混合気の比熱比κの温度特性に基づき、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦにおいて発生する基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを算出する。そして、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦにおいて検出された実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳと基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦとの圧力差ΔＰに基づいて、混合気のＥＧＲ率を算出するので、混合気の比熱比κの温度特性を反映させながら、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲを推定できる。 As described above, according to the present embodiment, the reference crank angle is determined based on the temperature characteristic of the specific heat ratio κ of the air-fuel mixture under the condition of the air-fuel mixture in which no external EGR gas exists and the air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio. A reference in-cylinder pressure P_REF generated in CA_REF is calculated. Then, since the EGR rate of the air-fuel mixture is calculated based on the pressure difference ΔP between the actual in-cylinder pressure P_CPS detected at the reference crank angle CA_REF and the reference in-cylinder pressure P_REF, the temperature characteristic of the specific heat ratio κ of the air-fuel mixture is reflected. However, the EGR rate R_EGR can be estimated.
また、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦは、混合気の燃焼の開始直前のクランク角であるので、燃焼がまだ行われず、混合気の状態変化がポリトロープ変化に保たれた状態で、実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳを取得するとともに、実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳと基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦとの大きな圧力差ΔＰを確保できる。したがって、この圧力差ΔＰに基づき、混合気の比熱比κの温度特性を良好に反映させながら、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲを精度良く推定することができる。また、精度良く推定されたＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲを用いて、点火時期ＩＧＬＯＧの制御を適切に行うことができる。 Further, since the reference crank angle CA_REF is the crank angle immediately before the start of combustion of the air-fuel mixture, the actual in-cylinder pressure P_CPS is acquired in a state where combustion is not yet performed and the state change of the air-fuel mixture is maintained at the polytropic change. In addition, a large pressure difference ΔP between the actual in-cylinder pressure P_CPS and the reference in-cylinder pressure P_REF can be secured. Therefore, based on this pressure difference ΔP, the EGR rate R_EGR can be accurately estimated while favorably reflecting the temperature characteristics of the specific heat ratio κ of the air-fuel mixture. Further, the ignition timing IGLOG can be appropriately controlled using the EGR rate R_EGR estimated with high accuracy.
また、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲの推定を、気筒３ａ内の実際の圧力である実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳとその基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦをパラメータとして行うので、ＥＧＲ装置１４が低圧ＥＧＲ装置の場合においても、外部ＥＧＲガスの遅れの影響を受けることなく、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲを精度良く推定することができる。
In addition, since the estimation of the EGR rate R_EGR is performed using the actual in-cylinder pressure P_CPS and the reference in-cylinder pressure P_REF as the actual pressure in the
さらに、点火時期ＩＧＬＯＧ、吸気圧ＰＢＡ及びエンジン回転数ＮＥを用いて、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦを設定するので、その設定を、エンジン３の実際の運転状態に応じて適切に行うことができ、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦにおける基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦ及び実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳを適切に得ることができる。 Further, since the reference crank angle CA_REF is set using the ignition timing IGLOG, the intake pressure PBA, and the engine speed NE, the setting can be appropriately performed according to the actual operating state of the engine 3, and the reference crank angle CA_REF can be set appropriately. The reference in-cylinder pressure P_REF and the actual in-cylinder pressure P_CPS at the angle CA_REF can be appropriately obtained.
また、設定された基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦが圧縮ＴＤＣに相当する０度よりも遅角側のときに、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦを０度に制限するので、圧縮ＴＤＣ後におけるノッキングなどの影響による実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳの低下が回避されることで、実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳと基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦとの大きな圧力差ΔＰを確保でき、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲの推定精度を良好に維持することができる。 Further, when the set reference crank angle CA_REF is retarded from 0 degree corresponding to the compression TDC, the reference crank angle CA_REF is limited to 0 degree, so that the actual in-cylinder pressure due to the influence of knocking or the like after the compression TDC By avoiding the decrease in P_CPS, a large pressure difference ΔP between the actual in-cylinder pressure P_CPS and the reference in-cylinder pressure P_REF can be secured, and the estimation accuracy of the EGR rate R_EGR can be maintained well.
また、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦ、圧縮開始時の初期クランク角に相当する吸気閉弁タイミングＩＶＣ、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴ、及び初期筒内圧に相当する吸気圧ＰＢＡに応じて、適切に算出することができる。さらに、算出された基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦをエンジン回転数ＮＥ及びエンジン水温ＴＷに応じて補正することにより、気筒３ａ内と外部との間で授受される熱の影響を補償することができる。
Further, the reference in-cylinder pressure P_REF is appropriately determined according to the reference crank angle CA_REF, the intake valve closing timing IVC corresponding to the initial crank angle at the start of compression, the initial in-cylinder temperature T_STRT, and the intake pressure PBA corresponding to the initial in-cylinder pressure. Can be calculated. Further, by correcting the calculated reference in-cylinder pressure P_REF according to the engine speed NE and the engine water temperature TW, it is possible to compensate for the influence of heat transferred between the inside of the
また、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦの算出に用いたのと同じ４つのパラメータ（基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦ、吸気閉弁タイミングＩＶＣ、初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴ及び吸気圧ＰＢＡ）に応じ、混合気の吸気・圧縮条件を反映させながら、ＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲを適切に算出するとともに、算出したＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲを圧力差ΔＰに乗算することによって、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲを精度良く推定することができる。 Further, the intake / compression conditions of the air-fuel mixture are changed according to the same four parameters (reference crank angle CA_REF, intake valve closing timing IVC, initial in-cylinder temperature T_STRT, and intake pressure PBA) used for calculating the reference in-cylinder pressure P_REF. While reflecting, the EGR coefficient C_EGR is appropriately calculated, and the EGR rate R_EGR can be accurately estimated by multiplying the calculated EGR coefficient C_EGR by the pressure difference ΔP.
さらに、筒内圧センサ５１は、その圧力検出素子及び増幅回路がインジェクタ４に一体に設けられているため、点火動作によるノイズや他の気筒３ａのインジェクタ４の噴射動作によるノイズの影響を受けにくい。このため、筒内圧センサ５１による実筒内圧Ｐ＿ＣＰＳの検出精度が高められることで、ＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲの推定精度をさらに向上させることができる。
Furthermore, since the pressure detecting element and the amplifier circuit are integrally provided in the
次に、図１９を参照しながら、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦの算出処理の変形例について説明する。この変形例は、前述したように、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦが吸気圧ＰＢＡに比例するという関係（図１２）から、基準筒内圧マップの入力パラメータから吸気圧ＰＢＡを除外し、基準筒内圧マップで得られたマップ値を吸気圧ＰＢＡで補正するようにしたものである。本処理は、図６の処理に代えて実行される。また、図１９において、図６と同じ処理内容のステップには、同じステップ番号が付されている。 Next, a modified example of the calculation process of the reference in-cylinder pressure P_REF will be described with reference to FIG. As described above, in this modification, the reference in-cylinder pressure P_REF is proportional to the intake pressure PBA (FIG. 12), and therefore, the intake pressure PBA is excluded from the input parameters of the reference in-cylinder pressure map, and is obtained in the reference in-cylinder pressure map. The obtained map value is corrected by the intake pressure PBA. This process is executed instead of the process of FIG. In FIG. 19, steps having the same processing contents as those in FIG. 6 are given the same step numbers.
本処理では、図６の処理と同じステップ３１及びステップ３２を実行し、吸気閉弁タイミングＩＶＣ及び初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴを算出する。次に、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦ、吸気閉弁タイミングＩＶＣ及び初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴに応じ、基準筒内圧マップを検索することによって、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを算出する（ステップ３０１）。なお、この基準筒内圧マップでは、圧縮開始時の初期筒内圧は、定数として扱われとして、基準大気圧ＰＡＴＭ（７６０ｍｍＨｇ）が用いられている。
In this process, the
次に、吸気圧ＰＢＡを基準大気圧ＰＡＴＭで除した値を、吸気圧補正係数Ｋ＿ＰＢとして設定する（ステップ３０２）とともに、この吸気圧補正係数Ｋ＿ＰＢをステップ３０１で算出された基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦに乗算することによって、補正された基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを算出する（ステップ３０３）。
Next, a value obtained by dividing the intake pressure PBA by the reference atmospheric pressure PATM is set as an intake pressure correction coefficient K_PB (step 302), and this intake pressure correction coefficient K_PB is multiplied by the reference in-cylinder pressure P_REF calculated in
その後の処理内容は、図６と同じであり、ステップ３０３で算出された基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦに、エンジン回転数ＮＥ及びエンジン水温ＴＷに応じて算出した伝熱補正係数Ｋ＿ＨＴを乗算することによって、最終的な基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを算出し（ステップ３４、３５）、本処理を終了する。
The subsequent processing contents are the same as in FIG. 6, and the final in-cylinder pressure P_REF calculated in
以上の変形例によれば、図６の算出処理の場合と同等の基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを算出できるとともに、入力パラメータが削減されることで、基準筒内圧マップを容易に作成でき、その負荷を軽減することができる。 According to the above modification, the reference in-cylinder pressure P_REF equivalent to that in the calculation process of FIG. 6 can be calculated, and the input parameter is reduced, so that the reference in-cylinder pressure map can be easily created and the load is reduced. can do.
なお、本発明は、説明した実施形態に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、実施形態では、基準クランク角ＣＡ＿ＲＥＦを算出する際のパラメータとして、点火時期ＩＧＬＯＧ、吸気圧ＰＢＡ及びエンジン回転数ＮＥを用いているが、他の適当なパラメータを併せて用いてもよい。 In addition, this invention can be implemented in various aspects, without being limited to the described embodiment. For example, in the embodiment, the ignition timing IGLOG, the intake pressure PBA, and the engine speed NE are used as parameters when calculating the reference crank angle CA_REF. However, other appropriate parameters may be used in combination.
また、実施形態では、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦ及びＥＧＲ係数Ｃ＿ＥＧＲの算出に用いる初期筒内温度Ｔ＿ＳＴＲＴを、吸気温ＴＡ、吸気位相ＣＡＩＮ及び排気位相ＣＡＥＸに応じて算出しているが、吸排気弁のバルブオーバーラップによる内部ＥＧＲが実行されない場合には、吸気温ＴＡをそのまま初期筒内温度としてもよい。さらに、初期筒内圧として、吸気圧ＰＢＡを用いたが、圧縮開始時に筒内圧センサ５１で検出された筒内圧ＰＣＹＬを用いることも可能である。
In the embodiment, the initial in-cylinder temperature T_STRT used for calculating the reference in-cylinder pressure P_REF and the EGR coefficient C_EGR is calculated according to the intake air temperature TA, the intake phase CAIN, and the exhaust phase CAEX. When the internal EGR due to the overlap is not executed, the intake air temperature TA may be used as the initial in-cylinder temperature as it is. Further, although the intake pressure PBA is used as the initial in-cylinder pressure, it is also possible to use the in-cylinder pressure PCYL detected by the in-
また、基準筒内圧Ｐ＿ＲＥＦを、エンジン回転数ＮＥ及びエンジン水温ＴＷに応じて補正しているが、気筒３ａの内外間の熱の授受に影響を及ぼす他の適当なパラメータをさらに用いて、補正を行ってもよい。
Further, the reference in-cylinder pressure P_REF is corrected according to the engine speed NE and the engine water temperature TW, but the correction is further performed using other appropriate parameters that affect the transfer of heat between the inside and outside of the
さらに、実施形態では、推定したＥＧＲ率Ｒ＿ＥＧＲに応じて、点火時期制御を実行しているが、これに代えて又はこれとともに、他のエンジン制御、例えばＥＧＲ弁４２を介したＥＧＲ制御、スロットル弁２７を介した吸入空気量制御や、インジェクタ４を介した燃料噴射制御などを実行してもよい。
Furthermore, in the embodiment, the ignition timing control is executed in accordance with the estimated EGR rate R_EGR. However, instead of or in addition to this, other engine control, for example, EGR control via the
また、実施形態では、ＥＧＲ装置１４は、低圧ＥＧＲ装置で構成されているが、これに代えて又はこれとともに、高圧ＥＧＲ装置を用いてもよく、その場合にも前述した効果を同様に得ることができる。さらに、筒内圧センサ５１は、インジェクタ４と一体型のものであるが、インジェクタ４と分離して配置される別体型のものでもよいことは、もちろんである。
In the embodiment, the EGR device 14 is configured by a low-pressure EGR device. However, instead of or in addition to this, a high-pressure EGR device may be used, and in this case, the above-described effects can be obtained similarly. Can do. Furthermore, although the in-
さらに、実施形態では、エンジン３は車両用のエンジンであるが、本発明は、他の用途のエンジン、例えばクランクシャフトを鉛直方向に配置した船外機用のエンジンなどにも適用可能である。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することができる。 Furthermore, in the embodiment, the engine 3 is a vehicle engine, but the present invention can also be applied to an engine for other uses, for example, an engine for an outboard motor in which a crankshaft is arranged in the vertical direction. In addition, the detailed configuration can be changed as appropriate within the scope of the gist of the present invention.
２ ＥＣＵ（基準クランク角設定手段、基準筒内圧算出手段、ＥＧＲ率推定手段、制御 手段、初期クランク角取得手段、初期筒内温度取得手段）
３ 内燃機関
３ａ 気筒
４ 燃料噴射弁
６ 吸気通路
７ 排気通路
１３ ターボチャージャ（過給機）
１４ ＥＧＲ装置
２１ コンプレッサ
２３ タービン
５１ 筒内圧センサ
５２ クランク角センサ（運転状態検出手段、回転数検出手段）
５３ 吸気位相センサ（初期クランク角取得手段、初期筒内温度取得手段）
５４ 排気位相センサ（初期筒内温度取得手段）
５６ 吸気圧センサ（運転状態検出手段、初期筒内圧取得手段）
５７ 吸気温センサ（初期筒内温度取得手段）
５９ 水温センサ（冷却水温度検出手段）
κ 混合気の比熱比
ＰＣＹＬ 筒内圧
ＣＡ クランク角
ＣＡ＿ＲＥＦ 基準クランク角
Ｐ＿ＲＥＦ 基準筒内圧
Ｐ＿ＣＰＳ 実筒内圧
ΔＰ 実筒内圧と基準筒内圧との圧力差
Ｒ＿ＥＧＲ ＥＧＲ率
ＩＧＬＯＧ 点火時期
ＰＢＡ 吸気圧（吸気の圧力、初期筒内圧）
ＮＥ エンジン回転数（内燃機関の回転数）
ＩＶＣ 吸気閉弁タイミング（初期クランク角）
Ｔ＿ＳＴＲＴ 初期筒内温度
ＴＷ エンジン水温（冷却水の温度）
Ｃ＿ＥＧＲ ＥＧＲ係数
2 ECU (reference crank angle setting means, reference in-cylinder pressure calculation means, EGR rate estimation means, control means, initial crank angle acquisition means, initial in-cylinder temperature acquisition means)
3
14
53 Intake phase sensor (initial crank angle acquisition means, initial in-cylinder temperature acquisition means)
54 Exhaust phase sensor (initial cylinder temperature acquisition means)
56 Intake pressure sensor (operating state detection means, initial in-cylinder pressure acquisition means)
57 Intake air temperature sensor (initial cylinder temperature acquisition means)
59 Water temperature sensor (cooling water temperature detection means)
κ Specific heat ratio of air-fuel mixture PCYL In-cylinder pressure CA Crank angle CA_REF Reference crank angle P_REF Reference in-cylinder pressure P_CPS Actual in-cylinder pressure ΔP Pressure difference between actual in-cylinder pressure and reference in-cylinder pressure R_EGR EGR rate IGLOG Ignition timing PBA Intake pressure (intake pressure, Initial cylinder pressure)
NE engine speed (speed of internal combustion engine)
IVC Intake valve closing timing (initial crank angle)
T_STRT Initial cylinder temperature TW Engine water temperature (cooling water temperature)
C_EGR EGR coefficient
Claims (8)
前記気筒内の圧力を筒内圧として検出する筒内圧センサと、
前記内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段と、
当該検出された内燃機関の運転状態に応じて、前記気筒内に充填された混合気の燃焼が開始される直前のクランク角を、基準クランク角として設定する基準クランク角設定手段と、
混合気中に外部ＥＧＲガスが存在せず且つ混合気の空燃比が理論空燃比であるという条件で、混合気の比熱比の温度特性に基づき、前記設定された基準クランク角において発生する気筒内の圧力を、基準筒内圧として算出する基準筒内圧算出手段と、
前記基準クランク角において前記筒内圧センサにより検出された実筒内圧と前記算出された基準筒内圧との圧力差に基づき、ＥＧＲ率を推定するＥＧＲ率推定手段と、
当該推定されたＥＧＲ率に応じて前記内燃機関を制御する制御手段と、
を備えることを特徴とする内燃機関の制御装置。 A control device for an internal combustion engine comprising an EGR device that directly injects fuel into a cylinder and recirculates a part of exhaust gas discharged from the cylinder to an exhaust passage as an external EGR gas to an intake passage,
An in-cylinder pressure sensor for detecting a pressure in the cylinder as an in-cylinder pressure;
An operating state detecting means for detecting an operating state of the internal combustion engine;
Reference crank angle setting means for setting, as a reference crank angle, a crank angle immediately before the combustion of the air-fuel mixture charged in the cylinder is started according to the detected operating state of the internal combustion engine;
In-cylinder generated at the set reference crank angle based on the temperature characteristic of the specific heat ratio of the mixture based on the condition that no external EGR gas exists in the mixture and the air-fuel ratio of the mixture is the stoichiometric air-fuel ratio. A reference in-cylinder pressure calculating means for calculating the pressure of
EGR rate estimating means for estimating an EGR rate based on a pressure difference between an actual in-cylinder pressure detected by the in-cylinder pressure sensor at the reference crank angle and the calculated reference in-cylinder pressure;
Control means for controlling the internal combustion engine in accordance with the estimated EGR rate;
A control device for an internal combustion engine, comprising:
前記基準クランク角設定手段は、前記検出された点火時期、吸気圧力及び内燃機関の回転数に応じて、前記基準クランク角を設定することを特徴とする、請求項１又は２に記載の内燃機関の制御装置。 The operating state detecting means detects an ignition timing, a pressure of intake air sucked into the cylinder, and a rotational speed of the internal combustion engine as an operating state of the internal combustion engine,
The internal combustion engine according to claim 1 or 2, wherein the reference crank angle setting means sets the reference crank angle in accordance with the detected ignition timing, intake pressure and engine speed. Control device.
前記圧縮開始時における前記気筒内の温度を、初期筒内温度として取得する初期筒内温度取得手段と、
前記圧縮開始時における前記気筒内の圧力を、初期筒内圧として取得する初期筒内圧取得手段と、をさらに備え、
前記基準筒内圧算出手段は、前記基準クランク角と、前記取得された初期クランク角、初期筒内温度及び初期筒内圧に応じ、混合気の比熱比の温度特性に基づいて、前記基準筒内圧を算出することを特徴とする、請求項１ないし４のいずれかに記載の内燃機関の制御装置。 Initial crank angle obtaining means for obtaining a crank angle at the start of compression at which compression of the air-fuel mixture is started in the compression stroke as an initial crank angle;
Initial in-cylinder temperature acquisition means for acquiring the temperature in the cylinder at the start of compression as an initial in-cylinder temperature;
An initial in-cylinder pressure acquiring means for acquiring the pressure in the cylinder at the start of compression as an initial in-cylinder pressure;
The reference in-cylinder pressure calculating means calculates the reference in-cylinder pressure based on a temperature characteristic of a specific heat ratio of the air-fuel mixture according to the reference crank angle and the acquired initial crank angle, initial in-cylinder temperature, and initial in-cylinder pressure. 5. The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the control apparatus calculates the internal combustion engine.
前記内燃機関を冷却する冷却水の温度を検出する冷却水温度検出手段と、をさらに備え、
前記基準筒内圧算出手段は、前記検出された内燃機関の回転数及び冷却水の温度に応じて、前記基準筒内圧を補正することを特徴とする、請求項５に記載の内燃機関の制御装置。 A rotational speed detection means for detecting the rotational speed of the internal combustion engine;
Cooling water temperature detecting means for detecting the temperature of cooling water for cooling the internal combustion engine,
6. The control apparatus for an internal combustion engine according to claim 5, wherein the reference in-cylinder pressure calculating unit corrects the reference in-cylinder pressure in accordance with the detected rotational speed of the internal combustion engine and the temperature of the cooling water. .
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