JP4735357B2 - Engine control device - Google Patents

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Description

本発明は、エンジンの制御装置に関し、詳細には、吸気弁及び排気弁の弁開期間が互いに重なり合う運転条件が設定されたエンジンにおいて、筒内と吸気通路内との間におけるガスの出入りの切換点としての意義を持つ実効上死点を的確に算出するとともに、これを反映させて、より精度の高いエンジン制御を実現するための技術に関する。   TECHNICAL FIELD The present invention relates to an engine control device, and more specifically, switching of gas in and out between a cylinder and an intake passage in an engine in which operating conditions in which valve opening periods of an intake valve and an exhaust valve overlap each other are set. The present invention relates to a technique for accurately calculating an effective top dead center having significance as a point, and reflecting this to realize more accurate engine control.

ガソリンエンジンでは、吸入空気量を制御するためのスロットル弁が設けられ、上流に設置されたエアフローメータによりこのスロットル弁を通過する空気の量（以下「スロットル弁通過空気量」という。）を測定し、測定したスロットル弁通過空気量を負荷の指標として採用するのが一般的である。
また、エンジン制御の過渡応答性向上の要求に応えるべく、負荷の指標として、スロットル弁通過空気量に代えて筒内に実際に吸入される空気の量（以下「シリンダ吸入空気量」という。）を採用し、これを直接の検出対象とする試みが行われている。すなわち、エアフローメータの出力から吸気マニホールドに流入する空気の量を算出するとともに、このマニホールド部流入空気量と、吸気マニホールドから筒内に吸入された空気の量との収支計算により、吸気マニホールド内の空気の量を算出して、シリンダ吸入空気量を算出するのである（特許文献１）。
特開２００１−０５００９１号公報（段落番号００２８〜００３０） In a gasoline engine, a throttle valve for controlling the amount of intake air is provided, and the amount of air passing through this throttle valve (hereinafter referred to as “the amount of air passing through the throttle valve”) is measured by an air flow meter installed upstream. In general, the measured amount of air passing through the throttle valve is used as an index of load.
Further, in order to meet the demand for improvement in transient response of engine control, the amount of air actually taken into the cylinder instead of the throttle valve passing air amount (hereinafter referred to as “cylinder intake air amount”) is used as a load index. Attempts have been made to directly detect this. That is, the amount of air flowing into the intake manifold is calculated from the output of the air flow meter, and by calculating the balance between the amount of air flowing into the manifold section and the amount of air sucked into the cylinder from the intake manifold, The amount of air is calculated to calculate the cylinder intake air amount (Patent Document 1).
JP 2001-050091 A (paragraph numbers 0028 to 0030)

この計量技術は、吸気マニホールドにおける空気の出入りの収支計算を行うとともに、吸気マニホールド内と筒内とで空気の密度が一定であるという近似のもと、ピストンの行程容積に相当する容積の空間を吸気マニホールドにおける密度で充填した場合の空気の量をシリンダ吸入空気量とするものである。ここで、ピストンの行程容積には、筒内容積が最も小さくなる時期として幾何学的に定められる幾何上死点から、吸気弁閉時期までの実効的な行程容積が採用される。   This metering technology calculates the balance of air flow in and out of the intake manifold, and based on the approximation that the air density is constant in the intake manifold and in the cylinder, a space with a volume corresponding to the stroke volume of the piston is created. The amount of air when filled at the density in the intake manifold is defined as the cylinder intake air amount. Here, the effective stroke volume from the geometric dead center, which is geometrically determined as the time when the in-cylinder volume becomes the smallest, to the intake valve closing timing is adopted as the stroke volume of the piston.

しかしながら、この計量技術には、ピストンの行程容積の算出に幾何上死点を採用することに起因して、次のような問題がある。吸気弁と排気弁との間で弁開期間が互いに重なり合うエンジン（以下、この重なり合う期間を「オーバーラップ期間」という。）では、幾何上死点を過ぎてもなお、筒内から吸気通路内への排気の吹き返しが継続することである。このため、筒内への空気の吸入が実際に開始される時期が幾何上死点よりも遅れ、ピストンの行程容積の算出に幾何上死点を採用したのでは、空気が充填される空間の容積を的確に算出することができない。   However, this measuring technique has the following problems due to the geometric dead center used for calculating the stroke volume of the piston. In an engine in which the valve opening periods overlap each other between the intake valve and the exhaust valve (hereinafter, this overlapping period is referred to as an “overlap period”), even if the geometric dead center is passed, the cylinder still enters the intake passage. It is that the exhaust air blowback continues. For this reason, the time at which the inhalation of air into the cylinder is actually started is delayed from the geometric dead center, and the geometric dead center is used to calculate the stroke volume of the piston. The volume cannot be calculated accurately.

以上の実情に鑑み、本発明は、筒内における実際の物理現象に即した実効上死点の算出モデルを提供し、このモデルにより的確な実効上死点を算出し、これをエンジン制御に反映させることで、より精度の高いエンジン制御を実現することを目的とする。   In view of the above circumstances, the present invention provides a model for calculating an effective top dead center in accordance with an actual physical phenomenon in a cylinder, calculates an accurate effective top dead center using this model, and reflects this in engine control. The purpose is to realize more accurate engine control.

本発明は、エンジンの制御装置を提供する。本発明に係る装置は、吸気弁と排気弁との間弁開期間が互いに重なり合う運転条件が設定されたエンジンに適用されるものである。弁開期間が重なり合うオーバーラップ期間の後半における複数の時期、ならびにこれらの時期における、排気ポートの開口面積、ならびに排気通路内及び筒内の各圧力に基づき算出される排気弁通過ガス量に基づいて、この後半の期間における排気弁通過ガス量に関する第１の近似特性線を算出するとともに、オーバーラップ期間中の複数の時期及びこれらの時期における、筒内の容積及び圧力に基づき算出される筒内ガス量変化分に基づいて、オーバーラップ期間における筒内ガス量変化分に関する第２の近似特性線を算出し、算出した各近似特性線の交点を特定して、この交点の時期を実効上死点として算出する。ここで、本発明は、第２の近似特性線の算出において、筒内容積が最も小さくなる時期として幾何学的に定められる上死点を幾何上死点として、吸気弁開時期がこの幾何上死点よりも早い時期として予め定められた第１の時期後にあるときは、この幾何上死点よりも遅い時期として予め定められた、前記複数の時期としての第２の時期における筒内ガス量変化分を０として、第２の近似特性線を算出するものである。算出した実効上死点に基づいて、エンジン制御に関する所定の演算を実行する。 The present invention provides an engine control apparatus. The apparatus according to the present invention is applied to an engine in which operating conditions are set such that the valve opening periods between the intake valve and the exhaust valve overlap each other. Based on a plurality of periods in the second half of the overlap period in which the valve opening periods overlap, and the exhaust port passage gas amount calculated based on the opening area of the exhaust port and the pressure in the exhaust passage and in the cylinder at these periods In addition, the first approximate characteristic line related to the exhaust valve passage gas amount in the latter half of the period is calculated, and the in- cylinder calculated based on the plurality of periods in the overlap period and the volume and pressure in the cylinder at these periods Based on the gas amount change, calculate the second approximate characteristic line related to the in-cylinder gas amount change during the overlap period, identify the intersection of each calculated approximate characteristic line, and effectively kill the time of this intersection Calculate as a point. Here, according to the present invention, in calculating the second approximate characteristic line, the top dead center that is geometrically determined as the time when the in-cylinder volume becomes the smallest is the geometric dead center, and the intake valve opening timing is When it is after the first time predetermined as the time earlier than the dead center, the cylinder gas amount at the second time as the plurality of times predetermined as the time later than the geometric dead center The second approximate characteristic line is calculated by setting the change amount to 0. Based on the calculated effective top dead center, a predetermined calculation related to engine control is executed.

本発明によれば、筒内への空気の吸入が実際に開始される時期として、実際の物理現象に即した的確な実効上死点を算出することができる。ここで、本発明が実効上死点として第１及び第２の近似特性線の交点の時期を算出するのは、実効上死点では、筒内と吸気通路内との間におけるガスの出入りが実質的に停止しており、筒内ガス量変化分の全てが筒内と排気通路内との間におけるガスの出入りによるものであるという物理的な事実に基づくものである。   According to the present invention, it is possible to calculate an accurate effective top dead center in accordance with an actual physical phenomenon as a time when the inhalation of air into the cylinder is actually started. Here, the present invention calculates the timing of the intersection of the first and second approximate characteristic lines as the effective top dead center because the gas enters and exits between the cylinder and the intake passage at the effective top dead center. It is substantially stopped and is based on the physical fact that all the change in the amount of gas in the cylinder is due to the gas entering and exiting between the cylinder and the exhaust passage.

本発明によれば、特に、第２の近似特性線の算出において、吸気弁開時期が幾何上死点よりも早い第１の時期後にあるときに、第２の近似特性線の算出に関する複数の時期として幾何上死点よりも遅い第２の時期を採用し、かつこの第２の時期における筒内ガス量変化分を０とすることで、エンジンの運転状態（すなわち、吸気弁開時期）によらず、演算上要求される精度を満たす的確な実効上死点を算出することができる。   According to the present invention, in particular, in the calculation of the second approximate characteristic line, when the intake valve opening timing is after the first period that is earlier than the geometric dead center, a plurality of calculations related to the calculation of the second approximate characteristic line are performed. By adopting a second time that is later than the geometric dead center as the time and setting the amount of change in the in-cylinder gas amount at this second time to 0, the engine is in an operating state (ie, the intake valve opening time). Regardless, it is possible to calculate an accurate effective top dead center that satisfies the accuracy required for calculation.

ここで、実効上死点は、以上の通り筒内への空気の吸入開始時期としての意義を持つとともに、筒内から吸気通路内への排気の吹き返しが終了する時期としての意義を併せ持つものである。このことから、実効上死点は、シリンダ吸入空気量の検出に限らず、吹き返しにより次のサイクルに持ち越される残留排気の量の検出、延いてはこの残留排気の量を採用した筒内温度の推定等、エンジン制御の基礎情報として広く適用することが可能であり、高精度なエンジン制御の実現に貢献する。   Here, the effective top dead center has a significance as a timing for starting the intake of air into the cylinder as described above, and also has a significance as a timing when the return of exhaust from the cylinder to the intake passage is completed. is there. Therefore, the effective top dead center is not limited to the detection of the cylinder intake air amount, but the detection of the amount of residual exhaust carried over to the next cycle by blowback, and further the in-cylinder temperature that uses this residual exhaust amount. It can be widely applied as basic information for engine control, such as estimation, and contributes to the realization of highly accurate engine control.

以下に図面を参照して、本発明の実施の形態について説明する。
図１は、本発明の一実施形態に係る火花点火エンジン（以下、単に「エンジン」という。）１の構成を示している。
エンジン１の吸気通路１０１には、スロットル弁１０２が設置されている。このスロットル弁１０２により吸気通路１０１に導入される空気の量を制御し、吸入空気量を制御することも可能であるが、本実施形態では、吸入空気量の制御を主に、後述する吸気弁１０４の作動特性の変更によることとし、スロットル弁１０２は、この作動特性の変更による制御の前提となる吸気圧力Ｐｍの制御に採用する。また、吸気通路１０１には、燃料供給用のインジェクタ１０３が設置されている。このインジェクタ１０３により、制御された吸入空気量のもとで所定の当量比を達成するのに必要な量の燃料が噴射される。吸気通路１０１のポート部１０１ａには、ポペット型の吸気弁１０４が設置されている。この吸気弁１０４は、その上方に配置された動弁装置（以下「吸気動弁装置」という。）１０５により駆動され、この吸気弁１０４の弁開期間に、吸入空気及び燃料の混合気が筒内に導入される。本実施形態では、吸気動弁装置１０５により、吸気弁１０４の作動角（以下「吸気作動角」という。）及びリフト量、ならびに吸気作動角の中心位相（以下「作動中心角」という。）を連続的に変更することができる。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
FIG. 1 shows a configuration of a spark ignition engine (hereinafter simply referred to as “engine”) 1 according to an embodiment of the present invention.
A throttle valve 102 is installed in the intake passage 101 of the engine 1. Although it is possible to control the amount of air introduced into the intake passage 101 by the throttle valve 102 to control the intake air amount, in this embodiment, the intake air amount is mainly controlled as described later. The throttle valve 102 is used to control the intake pressure Pm, which is a precondition for control by changing the operating characteristic. The intake passage 101 is provided with an injector 103 for supplying fuel. The injector 103 injects an amount of fuel necessary to achieve a predetermined equivalence ratio under a controlled intake air amount. A poppet type intake valve 104 is installed in the port portion 101 a of the intake passage 101. The intake valve 104 is driven by a valve operating device (hereinafter referred to as “intake valve operating device”) 105 disposed above the intake valve 104, and during the valve opening period of the intake valve 104, a mixture of intake air and fuel is cylindered. Introduced in. In the present embodiment, the intake valve operating device 105 causes the operating angle of the intake valve 104 (hereinafter referred to as “intake operating angle”) and lift amount, and the center phase of the intake operating angle (hereinafter referred to as “operating center angle”). It can be changed continuously.

エンジン本体において、シリンダヘッドＨには、燃焼室の上部略中央に臨ませて点火プラグ１０６が設置されている。筒内に導入された混合気に対し、この点火プラグ１０６により点火が行われる。
燃焼後、発生した排気は、排気通路１０７に送り出される。排気通路１０７のポート部１０７ａには、ポペット型の排気弁１０８が設置されている。この排気弁１０８は、その上方に配置された他の動弁装置１０９により駆動され、この排気弁１０８の弁開期間に、排気の送出が行われる。なお、本実施形態では、吸気弁１０４とは異なり、排気弁１０８の作動角、リフト量及び作動角の中心位相を一定のものとしているが、吸気動弁装置１０５と同様な構成のもの又は他の公知の可変動弁装置を採用して、作動角等を変更可能に構成してもよい。 In the engine body, a spark plug 106 is installed on the cylinder head H so as to face the substantially upper center of the combustion chamber. The spark plug 106 ignites the air-fuel mixture introduced into the cylinder.
After combustion, the generated exhaust is sent to the exhaust passage 107. A poppet type exhaust valve 108 is installed in the port portion 107 a of the exhaust passage 107. The exhaust valve 108 is driven by another valve gear 109 disposed above the exhaust valve 108, and exhaust gas is sent out while the exhaust valve 108 is open. In the present embodiment, unlike the intake valve 104, the operating angle, lift amount, and central phase of the operating angle of the exhaust valve 108 are constant, but those having the same configuration as the intake valve device 105 or others The known variable valve device may be employed so that the operating angle and the like can be changed.

吸気動弁装置１０５及びスロットル弁１０２等の動作は、電子制御ユニットとして構成されるエンジンコントローラ（以下「ＥＣＵ」という。）２０１により制御される。ＥＣＵ２０１には、アクセルペダルの踏込量（アクセル開度ＡＰＯを示す。）を検出するアクセルセンサ２１１の検出信号、及びクランクシャフトの回転位置を検出するクランク角センサ２１２の検出信号（ＥＣＵ２０１は、これに基づいてエンジン回転数ＮＥを算出する。）が入力されるとともに、吸気通路１０１内（ここでは、サージタンク内）の圧力（以下「吸気圧力」という。）Ｐｍを検出する吸気圧力センサ２１３の検出信号、吸気通路１０１内の温度Ｔｍを検出する吸気温度センサ２１４の検出信号、排気通路１０７内の圧力（以下「排気圧力」という。）Ｐｅを検出する排気圧力センサ２１５の検出信号、及び排気通路１０７内の温度Ｔｅを検出する排気温度センサ２１６の検出信号等が入力される。ＥＣＵ２０１は、入力した各種の検出信号をもとに、吸気動弁装置１０５により吸気作動角及び作動中心角を、スロットル弁１０２によりスロットル開度を夫々制御する。なお、本実施形態では、ＥＣＵ２０１がシリンダ吸入空気量を検出する機能を備えており、ＥＣＵ２０１は、スロットル開度の制御に際し、筒内に実際に吸入された空気の量をシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌとして算出する。   Operations of the intake valve operating device 105, the throttle valve 102, and the like are controlled by an engine controller (hereinafter referred to as “ECU”) 201 configured as an electronic control unit. In the ECU 201, a detection signal of the accelerator sensor 211 that detects the amount of depression of the accelerator pedal (indicating the accelerator opening APO) and a detection signal of the crank angle sensor 212 that detects the rotational position of the crankshaft (the ECU 201 receives this signal). The engine speed NE is calculated based on the input of the intake pressure sensor 213 and the pressure in the intake passage 101 (herein, surge tank) (hereinafter referred to as “intake pressure”) Pm is detected by the intake pressure sensor 213. A signal, a detection signal of the intake air temperature sensor 214 for detecting the temperature Tm in the intake passage 101, a detection signal of the exhaust pressure sensor 215 for detecting the pressure in the exhaust passage 107 (hereinafter referred to as "exhaust pressure") Pe, and the exhaust passage A detection signal or the like of the exhaust temperature sensor 216 that detects the temperature Te in the 107 is input. The ECU 201 controls the intake operation angle and the operation center angle by the intake valve operating device 105 and the throttle opening by the throttle valve 102 based on various input detection signals. In this embodiment, the ECU 201 has a function of detecting the cylinder intake air amount, and the ECU 201 sets the amount of air actually taken into the cylinder as the cylinder intake air amount Qcyl when controlling the throttle opening. calculate.

図２は、本実施形態に係る吸気動弁装置１０５の構成を示している。
この吸気動弁装置１０５は、作動角変更機構Ａと中心角変更機構Ｂとを含んで構成される。
吸気弁１０４の上方に駆動軸１５１が気筒列方向に延在させて設置されており、この駆動軸１５１に揺動カム１５２が相対回転可能に取り付けられている。この揺動カム１５２は、吸気弁１０４のリフタ１４１と当接し、このリフタ１４１を介して吸気弁１０４を上下に駆動する。作動角変更機構Ａは、駆動軸１５１と揺動カム１５２とを繋ぐ後述するリンクの姿勢を変化させて、吸気作動角を変更するものである。他方、中心角変更機構Ｂは、駆動軸１５１のクランクシャフト（図示せず。）に対する位相を変化させることで、作動中心角を変更するものである。 FIG. 2 shows the configuration of the intake valve operating device 105 according to the present embodiment.
The intake valve operating device 105 includes an operating angle changing mechanism A and a center angle changing mechanism B.
A drive shaft 151 is installed above the intake valve 104 so as to extend in the cylinder row direction. A swing cam 152 is attached to the drive shaft 151 so as to be relatively rotatable. The swing cam 152 contacts the lifter 141 of the intake valve 104 and drives the intake valve 104 up and down via the lifter 141. The operating angle changing mechanism A changes the intake operating angle by changing the attitude of a link, which will be described later, connecting the drive shaft 151 and the swing cam 152. On the other hand, the center angle changing mechanism B changes the operation center angle by changing the phase of the drive shaft 151 with respect to the crankshaft (not shown).

ここで、前者の作動角変更機構Ａの作動原理について、図３を参照して説明する。
作動角変更機構Ａは、駆動軸１５１に固定された円形の偏心駆動カム１５３と、この偏心駆動カム１５３に相対回転可能に外嵌するリング状リンク１５４と、駆動軸１５１と平行に配置された制御軸１５５と、この制御軸１５５に固定された円形の偏心制御カム１５６と、この偏心制御カム１５６に相対回転可能に外嵌し、一端でリング状リンク１５４と連結するロッカーアーム１５７と、このロッカーアーム１５７を揺動カム１５２と連結するロッド状リンク１５８とを含んで構成される。制御軸１５５は、電磁アクチュエータ１６１がギア列１６２を駆動することにより回転する。 Here, the operating principle of the former operating angle changing mechanism A will be described with reference to FIG.
The operating angle changing mechanism A is arranged in parallel with the drive shaft 151, a circular eccentric drive cam 153 fixed to the drive shaft 151, a ring-shaped link 154 that is fitted on the eccentric drive cam 153 so as to be relatively rotatable. A control shaft 155, a circular eccentric control cam 156 fixed to the control shaft 155, a rocker arm 157 externally fitted to the eccentric control cam 156 so as to be relatively rotatable, and connected to the ring-shaped link 154 at one end; A rod-shaped link 158 that connects the rocker arm 157 to the swing cam 152 is configured. The control shaft 155 rotates when the electromagnetic actuator 161 drives the gear train 162.

この作動角変更機構Ａの動作は、次のようである。クランクシャフトに連動して駆動軸１５１が回転すると、これに伴うリング状リンク１５４の往復動作に併せ、ロッカーアーム１５７が偏心制御カム１５６の軸心周りで揺動し、ロッド状リンク１５８により揺動カム１５２を駆動する。また、電磁アクチュエータ１６１により制御軸１５５を回転させることで、偏心制御カム１５６の軸心位置が変化し、ロッカーアーム１５７の回転中心が変位して、吸気作動角（及びリフト量）が連続的に変化する。このため、電磁アクチュエータ１６１により制御軸１５５を操作することで、吸気作動角を連続的に変更することができる。   The operation of the operating angle changing mechanism A is as follows. When the drive shaft 151 rotates in conjunction with the crankshaft, the rocker arm 157 swings around the axis of the eccentric control cam 156 in conjunction with the reciprocating motion of the ring-shaped link 154 and swings by the rod-shaped link 158. The cam 152 is driven. Further, by rotating the control shaft 155 by the electromagnetic actuator 161, the shaft center position of the eccentric control cam 156 changes, the rotation center of the rocker arm 157 is displaced, and the intake operation angle (and lift amount) is continuously increased. Change. For this reason, by operating the control shaft 155 by the electromagnetic actuator 161, the intake operation angle can be continuously changed.

なお、中心角変更機構Ｂには、駆動軸１５１のカムスプロケットに対する位相を変化させ得る、公知のいかなる可変動弁装置が採用されてよい。本実施形態では、カムスプロケットと駆動軸１５１との間に中間ギアを介装して、これらの間にヘリカルギア列を形成し、中間ギアを前後させることにより駆動軸１５１の相対位相を変化させるものを採用している。   The center angle changing mechanism B may employ any known variable valve operating device that can change the phase of the drive shaft 151 with respect to the cam sprocket. In this embodiment, an intermediate gear is interposed between the cam sprocket and the drive shaft 151, a helical gear train is formed between them, and the relative phase of the drive shaft 151 is changed by moving the intermediate gear back and forth. The thing is adopted.

以下、本実施形態に係るＥＣＵ２０１の構成及びこれが行う制御（主に、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌの測定）の内容について、ブロック図により説明する。
ＥＣＵ２０１が行う制御は、簡単には次のようである。ＥＣＵ２０１は、アクセル操作量ＡＰＯ及びエンジン回転数ＮＥ等の運転条件に基づいてエンジン１が発生すべき目標トルクｔＴｅを演算及び設定するとともに、この目標トルクｔＴｅに基づいて吸気動弁装置１０５及びスロットル弁１０２を作動させる。すなわち、ＥＣＵ２０１は、目標トルクｔＴｅを達成するのに必要なシリンダ吸入空気量として目標新気量ｔＱｃｙｌを算出するとともに、この目標新気量ｔＱｃｙｌに基づいて目標吸気作動角ｔθｅｖｅｎｔを設定し、吸気動弁装置１０５を作動させる。また、ＥＣＵ２０１は、実際のシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌを測定し、測定したＱｃｙｌの目標新気量ｔＱｃｙｌに対する偏差（＝ｔＱｃｙｌ−Ｑｃｙｌ）に応じ、これを減少させる位置にスロットル弁１０２を作動させ、吸気圧力Ｐｍを調整する。本実施形態では、特に、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌの測定のため、筒内への空気の吸入が開始される時期としての実効上死点ＴＤＣＲを算出する。 Hereinafter, the configuration of the ECU 201 according to the present embodiment and the contents of the control (mainly measurement of the cylinder intake air amount Qcyl) will be described with reference to a block diagram.
The control performed by the ECU 201 is simply as follows. The ECU 201 calculates and sets the target torque tTe that should be generated by the engine 1 based on the operating conditions such as the accelerator operation amount APO and the engine speed NE, and the intake valve device 105 and the throttle valve based on the target torque tTe. 102 is activated. That is, the ECU 201 calculates the target fresh air amount tQcyl as the cylinder intake air amount necessary to achieve the target torque tTe, sets the target intake air operating angle tθevent based on the target fresh air amount tQcyl, The valve device 105 is activated. Further, the ECU 201 measures the actual cylinder intake air amount Qcyl, operates the throttle valve 102 to a position where the measured Qcyl is decreased according to the deviation of the measured Qcyl from the target fresh air amount tQcyl (= tQcyl−Qcyl), and the intake air Adjust the pressure Pm. In the present embodiment, in particular, the effective top dead center TDCR is calculated as the timing when the intake of air into the cylinder is started in order to measure the cylinder intake air amount Qcyl.

ここで、本実施形態に係るシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌの測定方法について、図１５を参照して説明する。図１５は、吸気弁１０４及び排気弁１０８の作動特性（リフト量ＶＬＩＦＴｉ，ＶＬＩＦＴｅにより示す。）と、この作動特性のもとで得られる筒内圧力Ｐｃｙｌ及び単位クランク角当たりのシリンダ吸入空気量（すなわち、流量）ＤＱｃｙｌとの関係を示している。   Here, a method of measuring the cylinder intake air amount Qcyl according to the present embodiment will be described with reference to FIG. FIG. 15 shows the operating characteristics of the intake valve 104 and the exhaust valve 108 (indicated by lift amounts VLIFTi and VLIFTe), the cylinder pressure Pcyl and the cylinder intake air amount per unit crank angle obtained based on these operating characteristics. That is, the relationship with the flow rate) DQcyl is shown.

シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌの測定のため、ＥＣＵ２０１には、筒内圧力Ｐ０のもとで下式（１ａ）及び（１ｂ）により与えられる基準シリンダ吸入空気量ＱＤと、実際のシリンダ吸入空気量（以下、単に「シリンダ吸入空気量」という。）Ｑｃｙｌ（条件毎に実験又はシミュレーションにより決定する。）との関係を、理論最大吸入空気量ＱＭＡＸにより無次元化して作成したデータとして記憶させている。すなわち、基準シリンダ吸入空気量ＱＤ及び理論最大吸入空気量ＱＭＡＸの比（「第１の比」に相当する。）ＲＱ１＝ＱＤ／ＱＭＡＸと、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌ及び理論最大吸入空気量ＱＭＡＸの比（「第２の比」に相当する。）ＲＱ２＝Ｑｃｙｌ／ＱＭＡＸとの間の一義的な関係をテーブルデータ（たとえば、ブロックＢ１０３（図４）に示すテーブルデータ）として作成し、ＥＣＵ２０１の記憶装置に格納している。本実施形態では、筒内圧力Ｐ０として、吸気行程における筒内の状態変化が断熱膨張により行われるものとした場合に、吸気弁１０４の作動中心角ＩＶＣＮＴで得られる筒内圧力Ｐｃｔｒを採用している。この場合の筒内圧力Ｐ０（＝Ｐｃｔｒ）は、熱力学上の理論式により算出することができる。また、（１ａ）及び（１ｂ）式において、吸気弁開期間における吸気ポート１０１ａの総開口面積をΣＡｉｖ（単位クランク角毎の開口面積Ａｉｖを積算して算出する。）とするとともに、開口面積Ａｉｖの積算間隔をΔθとし、吸入空気の比熱比、ガス定数及び温度をκ，Ｒａ，Ｔｍとしている。理論最大吸入空気量ＱＭＡＸは、吸気の開始から終了までのピストンの行程容積を吸気弁上流における吸入空気の密度（又は圧力Ｐｍ）及び温度Ｔｍで充填した場合に得られるシリンダ吸入空気量であり、実効上死点ＴＤＣＲにおける筒内容積をＶＴＤＣＲとし、吸気弁閉時期ＩＶＣにおける筒内容積をＶＩＶＣとして、下式（２）により算出される。 For the determination of the cylinder intake air quantity Qcyl, the ECU 201, the following equation under a cylinder pressure P0 (1a) and (1b) and the reference cylinder intake air quantity Q D given by the actual cylinder intake air quantity ( In the following, the relationship with Qcyl (determined by experiment or simulation for each condition) is stored as data created by making it dimensionless with the theoretical maximum intake air amount Q MAX . . That is, the ratio of the reference cylinder intake air amount Q D and the theoretical maximum intake air amount Q MAX (corresponding to the “first ratio”) RQ1 = Q D / Q MAX , the cylinder intake air amount Qcyl, and the theoretical maximum intake air A ratio of quantity Q MAX (corresponding to “second ratio”) RQ2 = Qcyl / Q MAX is created as table data (for example, table data shown in block B103 (FIG. 4)). And stored in the storage device of the ECU 201. In the present embodiment, as the in-cylinder pressure P0, the in-cylinder pressure Pctr obtained by the operation center angle IVCNT of the intake valve 104 is employed when the in-cylinder state change in the intake stroke is performed by adiabatic expansion. Yes. The in-cylinder pressure P0 (= Pctr) in this case can be calculated by a thermodynamic theoretical formula. In the equations (1a) and (1b), the total opening area of the intake port 101a during the intake valve opening period is ΣAiv (calculated by adding the opening area Aiv for each unit crank angle) and the opening area Aiv. Is the θθ, and the specific heat ratio, gas constant, and temperature of the intake air are κ, Ra, and Tm. The theoretical maximum intake air amount Q MAX is a cylinder intake air amount obtained when the piston stroke volume from the start to the end of intake is filled with the intake air density (or pressure Pm) and the temperature Tm upstream of the intake valve. The in-cylinder volume at the effective top dead center TDCR is set as VTDCR, and the in-cylinder volume at the intake valve closing timing IVC is calculated as VIVC by the following expression (2).

ＱＤ＝ΣＡｉｖ×（Δθ／（６・ＮＥ））×（Ｐｍ／√（Ｒａ・Ｔｍ））×Ｘ ・・・（１ａ）
Ｘ＝√｛（２κ／（κ―１））×（（Ｐ０／Ｐｍ）２／κ−（Ｐ０／Ｐｍ）（κ＋１）／κ）｝ ・・・（１ｂ）
ＱＭＡＸ＝（Ｐｍ／（Ｒａ・Ｔｍ））×（ＶＩＶＣ−ＶＴＤＣＲ） ・・・（２）
本実施形態では、筒内圧力Ｐ０として断熱膨張下での圧力Ｐｃｔｒを採用した関係上、エンジン１の運転領域全体で吸入空気の流れが理論的にチョークし、吸入空気が音速で筒内に流入することとなり、（１ｂ）式の圧力比Ｐ０／Ｐｍは、常に臨界圧力比（＝（２／（κ＋１））κ／（κ―１）＝ｃｏｎｓｔ）を示すこととなる。このため、この基準シリンダ吸入空気量ＱＤを、特に「仮想ソニック吸入空気量」と呼ぶこととする。 Q D = ΣAiv × (Δθ / (6 · NE)) × (Pm / √ (Ra · Tm)) × X (1a)
X = √ {(2κ / (κ−1)) × ((P0 / Pm) 2 / κ− (P0 / Pm) (κ + 1) / κ )} (1b)
Q MAX = (Pm / (Ra · Tm)) × (VIVC−VTDCR) (2)
In the present embodiment, the pressure Pctr under adiabatic expansion is adopted as the in-cylinder pressure P0, so that the flow of intake air is theoretically choked in the entire operation region of the engine 1, and the intake air flows into the cylinder at the speed of sound. Therefore, the pressure ratio P0 / Pm in the formula (1b) always indicates the critical pressure ratio (= (2 / (κ + 1)) κ / (κ−1) = const). Therefore, this criterion cylinder intake air quantity Q D, in particular is referred to as a "virtual sonic intake air amount".

また、本実施形態では、理論最大吸入空気量ＱＭＡＸの算出期間ＰＲＤＱＭＡＸを、実効上死点ＴＤＣＲから、筒内で吸入空気の圧縮が実質的に開始される点（以下「実効閉時期」という。）ＩＶＣＲまでの期間に設定している。このため、（２）式の筒内容積ＶＩＶＣとして、吸気弁１０４の実効閉時期ＩＶＣＲにおける筒内容積ＶＩＶＣＲを採用している。なお、実際の制御において、実効閉時期ＩＶＣＲは、便宜的に設定上の吸気弁閉時期ＩＶＣからのオフセット量ＩＶＣＯＦＳにより表すこととする。 In the present embodiment, the calculation period PRDQMAX of the theoretical maximum intake air amount Q MAX is set to a point at which compression of the intake air is substantially started from the effective top dead center TDCR (hereinafter referred to as “effective closing timing”). .) The period until IVCR is set. For this reason, the cylinder volume VIVCR at the effective closing timing IVCR of the intake valve 104 is adopted as the cylinder volume VIVC of the equation (2). In actual control, the effective closing timing IVCR is represented by an offset amount IVCOFS from the set intake valve closing timing IVC for convenience.

ＥＣＵ２０１は、エンジン１の運転時において、仮想ソニック吸入空気量ＱＤ及び理論最大吸入空気量ＱＭＡＸを算出するとともに、算出したＱＤ，ＱＭＡＸにより記憶しているテーブルを検索して、基本吸入空気量Ｑｃｙｌ０を算出する。この基本吸入空気量Ｑｃｙｌ０は、吸気圧力Ｐｍ及び筒内圧力Ｐｃｙｌに基づいて与えられる、静的なシリンダ吸入空気量である。ＥＣＵ２０１は、この基本吸入空気量Ｑｃｙｌ０対して吸気脈動に起因するシリンダ吸入空気量の変動分に応じた補正を施し、最終的なシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌを算出する。 The ECU 201 calculates a virtual sonic intake air amount Q D and a theoretical maximum intake air amount Q MAX during operation of the engine 1 and searches a table stored based on the calculated Q D and Q MAX to perform basic intake. The air amount Qcyl0 is calculated. The basic intake air amount Qcyl0 is a static cylinder intake air amount given based on the intake pressure Pm and the in-cylinder pressure Pcyl. The ECU 201 corrects the basic intake air amount Qcyl0 according to the variation of the cylinder intake air amount caused by the intake pulsation, and calculates the final cylinder intake air amount Qcyl.

本実施形態において、この吸気脈動に対する補正は、次のように行う。シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌは、吸気圧力Ｐｍと筒内圧力Ｐｃｙｌとの比をＲＰ（＝Ｐｃｙｌ／Ｐｍ）として、下式（３）により与えられる。
Ｑｃｙｌ＝ΣＡｉｖ×（Δθ／（６・ＮＥ））×（Ｐｍ／√（Ｒａ・Ｔｍ））×√｛（２κ／（κ−１））×（ＲＰ２／κ−ＲＰ（κ＋１）／κ）｝ ・・・（３）
本実施形態では、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌの特性を、吸入空気の流れがチョークするものとした第１の領域と、これ以外の第２の領域とに分けて定義する。第１の領域において、この特性は、下式（４）により与えられる。これは、（３）式の圧力比ＲＰが臨界圧力比（＝ｃｏｎｓｔ）であることから明らかであり、（４）式は、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌが吸気圧力Ｐｍに比例し、吸気温度Ｔｍの平方根の逆数に比例することを示している。他方、第２の領域において、この特性は、筒内の状態変化が準静的に進行するものとして、下式（５）により与えられる。これは、吸気弁閉時期ＩＶＣに筒内が吸気通路１０１内の密度及び温度で充填されたものとした場合の気体の状態方程式から明らかであり、（５）式は、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌが吸気脈動分を加味した実際の吸気圧力Ｐｍ（＝Ｐｍａｖｅ＋ΔＰｍｉｖｃ）に比例し、実際の吸気温度Ｔｍ（＝Ｔｍａｖｅ＋ΔＴｍｉｖｃ）の逆数に比例することを示している。なお、（５）式において、Ｐｍａｖｅ，Ｔｍａｖｅは、平均又は代表の吸気圧力、吸気温度を示し、ΔＰｍｉｖｃ，ΔＴｍｉｖｃは、吸気弁閉時期ＩＶＣにおける吸気圧力Ｐｍｉｖｃ及び吸気温度Ｔｍｉｖｃの平均吸気圧力Ｐｍａｖｅ、平均吸気温度Ｔｍａｖｅに対する変化量を示している。また、本実施形態に関し、記号∝は、左辺の値が右辺の値に比例することを示すものとする。 In the present embodiment, the correction for the intake pulsation is performed as follows. The cylinder intake air amount Qcyl is given by the following equation (3), where the ratio of the intake pressure Pm and the in-cylinder pressure Pcyl is RP (= Pcyl / Pm).
Qcyl = ΣAiv × (Δθ / ( 6 · NE)) × (Pm / √ (Ra · Tm)) × √ {(2κ / (κ-1)) × (RP 2 / κ -RP (κ + 1) / κ) } (3)
In the present embodiment, the characteristics of the cylinder intake air amount Qcyl are defined by being divided into a first region in which the flow of intake air is choked and a second region other than this. In the first region, this characteristic is given by the following equation (4). This is apparent from the fact that the pressure ratio RP in the equation (3) is the critical pressure ratio (= const). In the equation (4), the cylinder intake air amount Qcyl is proportional to the intake pressure Pm, and the intake temperature Tm It is proportional to the inverse of the square root. On the other hand, in the second region, this characteristic is given by the following equation (5), assuming that the state change in the cylinder proceeds quasi-statically. This is clear from the gas state equation when the cylinder is filled with the density and temperature in the intake passage 101 at the intake valve closing timing IVC. Equation (5) indicates that the cylinder intake air amount Qcyl is It is proportional to the actual intake pressure Pm (= Pmave + ΔPmivc) taking the intake pulsation into account, and is proportional to the inverse of the actual intake temperature Tm (= Tmave + ΔTmivc). In Equation (5), Pmave and Tmave indicate average or representative intake pressure and intake temperature, and ΔPmivc and ΔTmivc indicate the average intake pressure Pmave and average of the intake pressure Pmivc and the intake temperature Tmivc at the intake valve closing timing IVC. The amount of change with respect to the intake air temperature Tmave is shown. In addition, regarding the present embodiment, the symbol を indicates that the value on the left side is proportional to the value on the right side.

ａ）ＤＱｃｙｌ≫０：
Ｑｃｙｌ∝Ｐｍ×（Ｔｍ）−１／２ ・・・（４）
ｂ）ＤＱｃｙｌ≒０：
Ｑｃｙｌ∝Ｐｃｙｌｉｖｃ×（Ｔｃｙｌｉｖｃ）−１
＝Ｐｍｉｖｃ×（Ｔｍｉｖｃ）−１
＝（Ｐｍａｖｅ＋ΔＰｍｉｖｃ）×（Ｔｍａｖｅ＋ΔＴｍｉｖｃ）−１ ・・・（５）
これらの２式（４）、（５）により表される特性を内包するものとして、第１及び第２の領域を含む運転領域全体に亘る、最も確からしい１つの特性を近似により設定する。本実施形態では、流れの状態に応じて変化させ得る２つの係数をＫ１，Ｋ２として、この１つの特性を次式（６）により定義する。なお、係数Ｋ１，Ｋ２は、いずれも０以上、かつ１以下の値をとり、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌと理論最大吸入空気量ＱＭＡＸとの比（＝Ｑｃｙｌ／ＱＭＡＸ）に応じ、これが大きいときほど大きな値に設定される（図４のブロックＢ１０４ａ，Ｂ１０５ａ）。 a) DQcyl >> 0:
Qcyl∝Pm × (Tm) −1/2 (4)
b) DQcyl≈0:
Qcyl∝Pcylibc × (Tcylibc) −1
= Pmivc × (Tmivc) −1
= (Pmave + ΔPmivc) × (Tmave + ΔTmivc) −1 (5)
Assuming that the characteristics represented by these two formulas (4) and (5) are included, one most probable characteristic over the entire operation region including the first and second regions is set by approximation. In the present embodiment, two coefficients that can be changed according to the flow state are defined as K1 and K2, and this one characteristic is defined by the following equation (6). The coefficient K1, K2 are each 0 or more and 1 have the following values, depending on the ratio of the cylinder intake air quantity Qcyl and the theoretical maximum intake air quantity Q MAX (= Qcyl / Q MAX ), when this is greater A larger value is set (blocks B104a and B105a in FIG. 4).

Ｑｃｙｌ∝（Ｐｍａｖｅ＋Ｋ１・ΔＰｍｉｖｃ）×（Ｔｍａｖｅ＋Ｋ１・ΔＴｍｉｖｃ）−１／（２−Ｋ２） ・・・（６）
吸気脈動分を加味した実際のシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌは、（６）式の特性をもとに、吸気脈動分ΔＰｍｉｖｃ，ΔＴｍｉｖｃを加味した場合のものと、この吸気脈動分を０とした場合のものとの比をＲｐｕｌとして、次式（７）及び（８）により与えられる。 Qcyl∝ (Pmave + K1 · ΔPmivc) × (Tmave + K1 · ΔTmivc) −1 / (2-K2) (6)
The actual cylinder intake air amount Qcyl taking into account the intake pulsation is based on the characteristics of the equation (6) and when taking the intake pulsation ΔPmivc and ΔTmivc into consideration, and when this intake pulsation is zero. The ratio to the one is given by the following equations (7) and (8), where Rpul.

Ｑｃｙｌ＝Ｑｃｙｌ０×Ｒｐｕｌ ・・・（７）
Ｒｐｕｌ＝｛（Ｐｍａｖｅ＋Ｋ１・ΔＰｍｉｖｃ）／Ｐｍａｖｅ｝×｛（Ｔｍａｖｅ＋Ｋ１・ΔＴｍｉｖｃ）／Ｔｍａｖｅ｝−１／（２−Ｋ２） ・・・（８）
この（８）式から圧力補正項及び温度補正項を抽出し、夫々シリンダ吸入空気量の圧力補正係数ＰＲＡＴＥ、温度補正係数ＴＲＡＴＥとして設定する。 Qcyl = Qcyl0 × Rpul (7)
Rpul = {(Pmave + K1 · ΔPmivc) / Pmave} × {(Tmave + K1 · ΔTmivc) / Tmave} −1 / (2-K2) (8)
A pressure correction term and a temperature correction term are extracted from the equation (8) and set as a pressure correction coefficient PRATE and a temperature correction coefficient RATE for the cylinder intake air amount, respectively.

ＰＲＡＴＥ＝（Ｐｍａｖｅ＋Ｋ１・ΔＰｍｉｖｃ）／Ｐｍａｖｅ ・・・（９）
ＴＲＡＴＥ＝｛（Ｔｍａｖｅ＋Ｋ１・ΔＴｍｉｖｃ）／Ｔｍａｖｅ｝−１／（２−Ｋ２） ・・・（１０）
ＥＣＵ２０１は、テーブルの検索により算出した基本吸入空気量Ｑｃｙｌ０にこの圧力補正係数ＰＲＡＴＥ及び温度補正係数ＴＲＡＴＥを乗算し、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌを算出する。 PRATE = (Pmave + K1 · ΔPmivc) / Pmave (9)
TRATE = {(Tmave + K1 · ΔTmivc) / Tmave} −1 / (2-K2) (10)
The ECU 201 calculates the cylinder intake air amount Qcyl by multiplying the basic intake air amount Qcyl0 calculated by searching the table by the pressure correction coefficient PRATE and the temperature correction coefficient RATE.

以下、ＥＣＵ２０１の構成及び制御について、ブロック毎に説明する。なお、本実施形態では、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌの測定に関する演算において、吸気圧力Ｐｍ及び吸気温度Ｔｍとして、吸気通路１０１内のサイクル毎の平均圧力及び平均温度を採用している。
図４は、ＥＣＵ２０１のうちシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌの測定に関する部分の構成を示している。なお、この図４に示すシリンダ吸入空気量測定部全体により本実施形態に係る「制御手段」としての機能が実現され、シリンダ吸入空気量測定部のうち、後述する圧力補正係数算出部Ｂ１０４、温度補正係数算出部Ｂ１０５及び脈動変化量算出部により本実施形態に係る「補正手段」としての機能が実現される。 Hereinafter, the configuration and control of the ECU 201 will be described for each block. In the present embodiment, in the calculation related to the measurement of the cylinder intake air amount Qcyl, the average pressure and average temperature for each cycle in the intake passage 101 are employed as the intake pressure Pm and the intake temperature Tm.
FIG. 4 shows a configuration of a part related to the measurement of the cylinder intake air amount Qcyl in the ECU 201. The function as the “control unit” according to the present embodiment is realized by the entire cylinder intake air amount measurement unit shown in FIG. 4, and among the cylinder intake air amount measurement units, a pressure correction coefficient calculation unit B104, which will be described later, The function as “correction means” according to the present embodiment is realized by the correction coefficient calculation unit B105 and the pulsation change amount calculation unit.

仮想ソニック吸入空気量算出部Ｂ１０１は、吸気弁開時期ＩＶＯ及び吸気弁閉時期ＩＶＣ等をもとに、（１ａ）及び（１ｂ）式により仮想ソニック吸入空気量ＱＤを算出する。この吸気弁開時期ＩＶＯ等は、リフトセンサ等により直接的に検出してもよいが、本実施形態では、制御上の目標吸気作動角ｔθｅｖｅｎｔ及び作動中心角ＩＶＣＮＴから割り出したものを採用する。また、本実施形態では、（１ａ）式にある総開口面積ΣＡｉｖの算出期間ＰＲＤＱＤ（図１５）を、実効上死点ＴＤＣＲから吸気弁閉時期ＩＶＣまでの期間に設定している。実効上死点ＴＤＣＲは、後述する実効上死点算出部（図９）により算出され、実際の制御に際してこの仮想ソニック吸入空気量算出部Ｂ１０１に読み込まれる。 Virtual sonic intake air quantity calculation section B101, based on the intake valve opening timing IVO and the intake valve closing timing IVC and the like, and calculates a virtual sonic intake air quantity Q D by (1a) and (1b) type. The intake valve opening timing IVO or the like may be directly detected by a lift sensor or the like, but in the present embodiment, the value calculated from the control target intake operation angle tθevent and the operation center angle IVCNT is adopted. In this embodiment, the calculation period PRDQD (FIG. 15) of the total opening area ΣAiv in the equation (1a) is set to a period from the effective top dead center TDCR to the intake valve closing timing IVC. The effective top dead center TDCR is calculated by an effective top dead center calculation unit (FIG. 9) described later, and is read into the virtual sonic intake air amount calculation unit B101 during actual control.

仮想ソニック吸入空気量算出部Ｂ１０１の構成を図５に示す。臨界圧力比（＝（２／（κ＋１））κ／（κ―１））のもとで得られる単位開口面積当たりのシリンダ吸入空気量ｑｓｏｎｉｃ＃に対し、吸入空気の状態に応じた変数（＝Ｐｍ／√（Ｒａ＃・Ｔｍ））及び期間ＰＲＤＱＤに亘る総開口面積ΣＡｉｖを乗算するとともに、これを時間単位に換算して、仮想ソニック吸入空気量ＱＤを算出する。なお、ここでの総開口面積ΣＡｉｖは、単位クランク角毎の開口面積Ａｉｖ（吸気弁１０４のリフト量ＶＬＩＦＴｉに基づいて算出する。）を、実効上死点ＴＤＣＲから吸気弁閉時期ＩＶＣまでの期間に亘り積分することにより算出する。既述の通り、本実施形態では、単位開口面積当たりのシリンダ吸入空気量ｑｓｏｎｉｃ＃が臨界圧力比下で一定の値をとるため、仮想ソニック吸入空気量ＱＤは、総開口面積ΣＡｉｖに比例することとなる。 The configuration of the virtual sonic intake air amount calculation unit B101 is shown in FIG. With respect to the cylinder intake air amount qsonic # per unit opening area obtained under the critical pressure ratio (= (2 / (κ + 1)) κ / (κ−1) ), a variable (= with multiplying Pm / √ (Ra # · Tm )) and the total opening area ΣAiv over a period PRDQD, by converting it into time units, and calculates a virtual sonic intake air quantity Q D. Here, the total opening area ΣAiv is calculated by calculating the opening area Aiv (calculated based on the lift amount VLIFTi of the intake valve 104) per unit crank angle from the effective top dead center TDCR to the intake valve closing timing IVC. It calculates by integrating over. As described above, in this embodiment, since the cylinder intake air quantity Qsonic # per unit opening area takes a constant value under the critical pressure ratio, a virtual sonic intake air quantity Q D is proportional to the total opening area ΣAiv It will be.

理論最大吸入空気量算出部Ｂ１０２は、吸気弁閉時期ＩＶＣ及びこれに対する実効閉時期ＩＶＣＲのオフセット量ＩＶＣＯＦＳ、ならびに実効上死点ＴＤＣＲをもとに、（２）式により理論最大吸入空気量ＱＭＡＸを算出する。なお、既述の通り、理論最大吸入空気量ＱＭＡＸの算出期間ＰＲＤＱＭＡＸは、実効上死点ＴＤＣＲから吸気弁１０４の実効閉時期ＩＶＣＲまでの期間に設定しているが、この実効閉時期ＩＶＣＲは、設定上の吸気弁閉時期ＩＶＣからオフセット量ＩＶＣＯＦＳだけ進角させた時期として算出され、このオフセット量ＩＶＣＯＦＳは、図８に示す傾向のマップからの検索により推定する。この図８のマップにおいて、オフセット量ＩＶＣＯＦＳは、エンジン回転数ＮＥが高く、かつ吸気弁１０４のリフト量ＶＬＩＦＴｉ（たとえば、最大リフト量）が小さいときほど大きな値に設定される。 The theoretical maximum intake air amount calculation unit B102 calculates the theoretical maximum intake air amount Q MAX according to the equation (2) based on the intake valve closing timing IVC, the offset amount IVCOFS of the effective closing timing IVCR with respect to this, and the effective top dead center TDCR. Is calculated. As described above, the calculation period PRDQMAX of the theoretical maximum intake air amount Q MAX is set to a period from the effective top dead center TDCR to the effective closing timing IVCR of the intake valve 104. This effective closing timing IVCR is The offset amount IVCOFS is calculated as a timing advanced from the set intake valve closing timing IVC by the offset amount IVCOFS, and the offset amount IVCOFS is estimated by searching from the trend map shown in FIG. In the map of FIG. 8, the offset amount IVCOFS is set to a larger value as the engine speed NE is higher and the lift amount VLIFTi (for example, the maximum lift amount) of the intake valve 104 is smaller.

理論最大吸入空気量算出部Ｂ１０２の構成を図６に示す。実効上死点ＴＤＣＲにおける筒内容積ＶＴＤＣＲを算出するとともに、実効閉時期ＩＶＣＲにおける筒内容積ＶＩＶＣＲを算出し、これらの差（＝ＶＩＶＣＲ−ＶＴＤＣＲ）として算出される筒内容積を（２）式に代入して、理論最大吸入空気量ＱＭＡＸを算出する。
基本吸入空気量算出部Ｂ１０３は、算出した仮想ソニック吸入空気量ＱＤ及び理論最大吸入空気量ＱＭＡＸに基づいて基本吸入空気量Ｑｃｙｌ０を算出する。すなわち、第１の比ＲＱ１（＝ＱＤ／ＱＭＡＸ）を算出するとともに、算出したＲＱ１によりテーブルを検索して、対応する第２の比ＲＱ２を算出し、算出したＲＱ２に理論最大吸入空気量ＱＭＡＸを乗算することで、基本吸入空気量Ｑｃｙｌ０を算出する。 The configuration of the theoretical maximum intake air amount calculation unit B102 is shown in FIG. The in-cylinder volume VTDCR at the effective top dead center TDCR is calculated, the in-cylinder volume VIVCR at the effective closing timing IVCR is calculated, and the in-cylinder volume calculated as a difference between these values (= VIVCR−VTDCR) is expressed by Equation (2). Substituting and calculating the theoretical maximum intake air amount Q MAX .
Basic intake air quantity calculation section B103 calculates a basic intake air quantity Qcyl0 on the basis of the calculated virtual sonic intake air quantity Q D and theoretical maximum intake air quantity Q MAX. That is, the first ratio RQ1 (= Q D / Q MAX ) is calculated, the table is searched using the calculated RQ1, the corresponding second ratio RQ2 is calculated, and the calculated theoretical maximum intake air amount is calculated as RQ2. by multiplying the Q MAX, calculates a basic intake air quantity Qcyl0.

圧力補正係数算出部Ｂ１０４は、後述する脈動変化量算出部（図７）により算出された脈動圧力変化量ΔＰｍｉｖｃをもとに、（９）式により圧力補正係数ＰＲＡＴＥを算出する。係数Ｋ１は、０以上、かつ１以下の範囲内で、比Ｑｃｙｌ／ＱＭＡＸが大きくなり、筒内の状態変化が準静的なものに近付くのに従い２次的に増大する。
温度補正係数算出部Ｂ１０５は、脈動変化量算出部により算出された脈動温度変化量ΔＴｍｉｖｃをもとに、（１０）式により温度補正係数ＴＲＡＴＥを算出する。係数Ｋ２も、係数Ｋ１と同様に０以上、かつ１以下の範囲内で、比Ｑｃｙｌ／ＱＭＡＸが大きくなるのに従い２次的に増大する。 The pressure correction coefficient calculation unit B104 calculates the pressure correction coefficient PRATE from the equation (9) based on the pulsation pressure change amount ΔPmivc calculated by the pulsation change amount calculation unit (FIG. 7) described later. Coefficient K1 is 0 or more and within a range of 1 or less, the ratio Qcyl / Q MAX is increased, the state change of the cylinder increases quadratically in accordance with the approach the ones quasi-static.
The temperature correction coefficient calculation unit B105 calculates the temperature correction coefficient RATE by the equation (10) based on the pulsation temperature change amount ΔTmivc calculated by the pulsation change amount calculation unit. Coefficient K2 also coefficient K1 similarly to 0 or more and within a range of 1 or less, the ratio Qcyl / Q MAX is the accordance increased quadratically larger.

図７は、脈動変化量算出部の構成を示している。吸気作動角θｅｖｅｎｔ（＝ＩＶＣ−ＩＶＯ）及びエンジン回転数ＮＥに基づいて脈動圧力変化量の基本値ΔＰｍｉｖｃ０をマップからの検索により算出し、算出したΔＰｍｉｖｃ０に対して実際の吸気圧力Ｐｍ（＝Ｐｍａｖｅ）による補正を施して、脈動圧力変化量ΔＰｍｉｖｃを算出する。同様にして、吸気作動角θｅｖｅｎｔ及びエンジン回転数ＮＥに基づいて脈動温度変化量の基本値ΔＴｍｉｖｃ０をマップからの検索により算出し、算出したΔＴｍｉｖｃ０に対して実際の吸気温度Ｔｍ（＝Ｔｍａｖｅ）による補正を施して、脈動温度変化量ΔＴｍｉｖｃを算出する。なお、（１１）及び（１２）式において、大気圧をＰａｔｍとする。   FIG. 7 shows the configuration of the pulsation change amount calculation unit. Based on the intake operating angle θevent (= IVC−IVO) and the engine speed NE, a basic value ΔPmivc0 of the pulsation pressure change amount is calculated by searching from the map, and the actual intake pressure Pm (= Pmave) is calculated with respect to the calculated ΔPmivc0. Is applied to calculate a pulsation pressure change amount ΔPmivc. Similarly, the basic value ΔTmivc0 of the pulsation temperature change amount is calculated by searching from the map based on the intake operating angle θevent and the engine speed NE, and the calculated ΔTmivc0 is corrected by the actual intake temperature Tm (= Tmave). To calculate a pulsation temperature change amount ΔTmivc. In the equations (11) and (12), the atmospheric pressure is Patm.

ΔＰｍｉｖｃ＝ΔＰｍｉｖｃ０×Ｐｍ／Ｐａｔｍ ・・・（１１）
ΔＴｍｉｖｃ＝ΔＴｍｉｖｃ０×Ｐｍ／Ｐａｔｍ ・・・（１２）
ＥＣＵ２０１は、以上のように算出した基本吸入空気量Ｑｃｙｌ０をもとに、下式（１３）によりシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌを算出する。なお、（１３）式において、オーバーラップ期間に筒内から吸気通路１０１内へ吹き返す排気の量（すなわち、吹返ガス量）をＱＩＦＢとする。この吹返ガス量ＱＩＦＢは、後述する吹返ガス量算出部（図１１）により算出され、実際の制御に際してこのシリンダ吸入空気量測定部に読み込まれる。 ΔPmivc = ΔPmivc0 × Pm / Patm (11)
ΔTmivc = ΔTmivc0 × Pm / Patm (12)
The ECU 201 calculates the cylinder intake air amount Qcyl by the following equation (13) based on the basic intake air amount Qcyl0 calculated as described above. In the equation (13), the amount of exhaust blown back from the cylinder into the intake passage 101 during the overlap period (that is, the blow-back gas amount) is defined as Q IFB . The blown gas amount Q IFB is calculated by a blown gas amount calculating unit (FIG. 11) described later, and is read into the cylinder intake air amount measuring unit in actual control.

Ｑｃｙｌ＝（Ｑｃｙｌ０−ＱＩＦＢ）×ＰＲＡＴＥ×ＴＲＡＴＥ ・・・（１３）
図９は、実効上死点算出部の構成を示している。この実効上死点算出部により本実施形態に係る「第１の特性線算出手段」、「第２の特性線算出手段」、「実効上死点算出手段」及び「筒内圧力算出手段」としての機能が実現される。
本実施形態では、オーバーラップ期間の後半における排気弁通過ガス量（ここでは、単位クランク角当たりの流量として扱う。）ＤＱｅｘｈの特性を近似的に表す第１の関数ｆｑｅｌを算出するとともに、オーバーラップ期間全体に亘る筒内ガス量変化分ＤＬＴＭの特性を近似的に表す第２の関数ｆｄｍを算出し、算出したｆｑｅｌ，ｆｄｍにより表される各近似特性線の交点を特定し、この交点の時期を実効上死点ＴＤＣＲとして算出する。これは、実効上死点ＴＤＣＲが筒内への空気の吸入が実際に開始される時期であり、筒内と吸気通路１０１内との間におけるガスの出入りが停止する時期としての意義を持つことから、筒内ガス量変化分ＤＬＴＭの全てが筒内と排気通路１０７内との間におけるガスの出入りによるものであるという物理的な事実に基づくものである。本実施形態では、特に、吸気弁開時期ＩＶＯが幾何上死点ＴＤＣ前の所定の時期（「第１の時期」に相当する。）ｍＢＴＤＣＸ以前にあるか、これよりも後にあるかで、第２の関数ｆｄｍの算出方法を変更する。 Qcyl = (Qcyl0−Q IFB ) × PRATE × TRATE (13)
FIG. 9 shows the configuration of the effective top dead center calculation unit. By this effective top dead center calculation section, as "first characteristic line calculation means", "second characteristic line calculation means", "effective top dead center calculation means" and "in-cylinder pressure calculation means" according to the present embodiment The function is realized.
In the present embodiment, the first function fqel approximately representing the characteristics of the exhaust valve passage gas amount (here, treated as a flow rate per unit crank angle) DQexh in the latter half of the overlap period is calculated, and the overlap is performed. A second function fdm that approximately represents the characteristics of the in-cylinder gas amount change DLTM over the entire period is calculated, the intersection of each approximate characteristic line represented by the calculated fqel and fdm is specified, and the timing of this intersection Is calculated as the effective top dead center TDCR. This is the time when the effective top dead center TDCR is the time when the intake of air into the cylinder is actually started, and has the significance as the time when the flow of gas between the cylinder and the intake passage 101 stops. From this, it is based on the physical fact that all of the in-cylinder gas amount change DLTM is due to gas entering and exiting between the cylinder and the exhaust passage 107. In the present embodiment, in particular, whether the intake valve opening timing IVO is before or after a predetermined time (corresponding to “first time”) mBTDCX before geometric dead center TDC. The calculation method of the function fdm of 2 is changed.

実効上死点算出部は、ブロックＢ５０１において、吸気弁開時期ＩＶＯ及び排気弁閉時期ＥＶＣ等をもとに、オーバーラップ期間に亘り筒内圧力Ｐｃｙｌが排気圧力Ｐｅから吸気圧力Ｐｍに直線的に変化するものと近似して、オーバーラップ期間における筒内圧力Ｐｃｙｌを算出する。算出したＰｃｙｌのもと、次のように第１及び第２の関数ｆｑｅｌ，ｆｄｍを算出する。   In block B501, the effective top dead center calculating unit linearly changes the in-cylinder pressure Pcyl from the exhaust pressure Pe to the intake pressure Pm over the overlap period based on the intake valve opening timing IVO, the exhaust valve closing timing EVC, and the like. An in-cylinder pressure Pcyl in the overlap period is calculated by approximating the change. Based on the calculated Pcyl, the first and second functions fqel and fdm are calculated as follows.

図１０は、第１及び第２の関数ｆｑｅｌ，ｆｄｍを横軸にクランク角ＣＡを、縦軸に流量を設定した座標上に表したものである。この図１０を適宜に参照して実効上死点算出部の動作について説明する。
実効上死点算出部は、ブロックＢ５０２において、第１の関数ｆｑｅｌの算出のため、オーバーラップ期間の後半における２つの点Ａ，Ｂを設定し、点Ａ，Ｂにおける排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈａ，ＤＱｅｘｈｂを算出する。本実施形態では、点Ａ，Ｂとして、排気弁閉時期ＥＶＣの点Ａと、オーバーラップ期間の後半における所定の時期ＣＡ１の点Ｂとを採用する。一方の点Ａに排気弁閉時期ＥＶＣの点を採用するのは、排気弁閉時期ＥＶＣにおける排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈ（＝ＤＱｅｘｈａ）が０であり、演算を簡素化し得るからである。他方の点Ｂは、排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈの変化にクランク角ＣＡに対する線形性が認められる範囲で任意の点を実験又はシミュレーションにより評価して決定する。本実施形態では、点Ｂとして、エンジン１の運転条件によらずこの線形性が充分な確からしさで認められる点（たとえば、ＩＶＯからＥＶＣまでの横軸上の線分を１つの辺として、この辺を３：１に内分する点）を採用する。なお、排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈは、排気ポート１０７ａの開口面積が小さい場合にこの開口面積に比例する特性を示すことから、実験等による方法に代え、排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈの線形性の評価に排気弁１０８の作動特性を採用することができる。排気弁１０８のリフト量ＶＬＩＦＴｅがクランク角ＣＡに対して直線的に減少する領域を特定し、この領域における排気弁閉時期ＥＶＣ以外の時期の点を、点Ｂに設定するのである。点Ｂにおける排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈｂは、この時期ＣＡ１に排気ポート１０７ａに形成される開口面積をＡｅｖとして、下式（１４）により算出する。なお、（１４）式において、排気温度Ｔｅは、計算により推定することもできるが、本実施形態では、排気温度センサ２１６により直接的に検出している。また、排気のガス定数Ｒｅ及び比熱比κｅは、いずれも目標当量比に基づいて算出することができる。点Ａ，Ｂを通る直線（「第１の近似特性線」に相当する。）Ｌ１の関数を、第１の関数ｆｑｅｌとして算出する。 FIG. 10 shows the first and second functions fqel and fdm on coordinates with the abscissa indicating the crank angle CA and the ordinate indicating the flow rate. The operation of the effective top dead center calculator will be described with reference to FIG. 10 as appropriate.
In block B502, the effective top dead center calculation unit sets two points A and B in the latter half of the overlap period in order to calculate the first function fqel, and the exhaust valve passage gas amount DQexha, DQexhb is calculated. In the present embodiment, as the points A and B, the point A of the exhaust valve closing timing EVC and the point B of the predetermined timing CA1 in the second half of the overlap period are adopted. The point of the exhaust valve closing timing EVC is adopted as one point A because the exhaust valve passage gas amount DQexh (= DQexha) at the exhaust valve closing timing EVC is 0, and the calculation can be simplified. The other point B is determined by evaluating an arbitrary point by experiment or simulation within a range in which linearity with respect to the crank angle CA is recognized in the change of the exhaust valve passage gas amount DQexh. In this embodiment, the point B is a point where this linearity is recognized with sufficient accuracy regardless of the operating conditions of the engine 1 (for example, a line segment on the horizontal axis from IVO to EVC is defined as one side. Is adopted to internally divide the ratio into 3: 1. Note that the exhaust valve passage gas amount DQexh exhibits a characteristic proportional to the opening area when the opening area of the exhaust port 107a is small. Therefore, the linearity of the exhaust valve passage gas amount DQexh is evaluated instead of a method by an experiment or the like. The operating characteristics of the exhaust valve 108 can be employed. A region where the lift amount VLIFTe of the exhaust valve 108 linearly decreases with respect to the crank angle CA is specified, and a point of a timing other than the exhaust valve closing timing EVC in this region is set to the point B. The exhaust valve passage gas amount DQexhb at the point B is calculated by the following expression (14), with the opening area formed in the exhaust port 107a at this time CA1 being Aev. In the equation (14), the exhaust temperature Te can be estimated by calculation, but in the present embodiment, it is directly detected by the exhaust temperature sensor 216. The exhaust gas constant Re and the specific heat ratio κe can both be calculated based on the target equivalent ratio. A function of a straight line (corresponding to a “first approximate characteristic line”) L1 passing through the points A and B is calculated as a first function fqel.

ＤＱｅｘｈｂ＝Ａｅｖ×（Δθ／（６・ＮＥ））×（Ｐｅ／√（Ｒｅ・Ｔｅ））×√｛（２κｅ／（κｅ−１））×（（Ｐｃｙｌ／Ｐｅ）２／κｅ−（Ｐｃｙｌ／Ｐｅ）（κｅ＋１）／κｅ）｝ ・・・（１４）
他方、実効上死点算出部は、ブロックＢ５０３ａ，Ｂ５０３ｂにおいて、第２の関数ｆｄｍの算出のため、オーバーラップ期間中の２つの点Ｃ，Ｄを設定し、下式（１５）により点Ｃ，Ｄにおける筒内ガス量変化分ＤＬＴＭｃ，ＤＬＴＭｄを算出する。この（１５）式は、オーバーラップ期間に亘り筒内温度Ｔｃｙｌが一定であると近似して、気体の状態方程式を時間ｔにより微分して得られたものである。本実施形態では、選択部Ｂ５１０により、吸気弁開時期ＩＶＯに応じて点Ｃ，Ｄを切り換えることとする。吸気弁開時期ＩＶＯが所定の時期ｍＢＴＤＣＸ以前にある場合、すなわち、エンジン１が比較的に高負荷側の領域にある場合は、ブロックＢ５０３ａにおいて、点Ｃ，Ｄとして、幾何上死点ＴＤＣ及び吸気弁開時期ＩＶＯの各点を採用する。他方、吸気弁開時期ＩＶＯが時期ｍＢＴＤＣＸよりも後にあり、かつ幾何上死点ＴＤＣ以前にある場合、すなわち、エンジン１が前記領域よりも低負荷側の中負荷域にある場合は、ブロックＢ５０３ｂにおいて、点Ｃ，Ｄとして、幾何上死点ＴＤＣよりも後の所定の時期（「第２の時期」に相当する。）ＡＴＤＣα、及び吸気弁開時期ＩＶＯの各点を採用する。いずれの場合も、筒内温度Ｔｃｙｌを排気温度Ｔｅにより近似する。ガス定数には、排気のガス定数Ｒｅを採用するが、これは、本実施形態で採用する点Ｃ，Ｄがいずれも実効上死点ＴＤＣＲ前の時期であり、そのような時期において、筒内への空気の吸入が開始されておらず、筒内が排気で占められていると考えられることによるものである。筒内圧力Ｐｃｙｌは、前述した筒内圧力Ｐｃｙｌの近似式から得ることができ、筒内容積Ｖｃｙｌは、エンジン１に固有のものとして幾何学的に算出することができる。また、これらの変数Ｐｃｙｌ，Ｖｃｙｌの時間当たりの変化率ｄＰｃｙｌ，ｄＶｃｙｌは、クランク角当たりの変化率に、エンジン回転数ＮＥに応じた係数を乗算することにより得られる。実効上死点算出部は、以上のように領域毎に定められる点Ｃ，Ｄをもとに、これらの点を通る直線（「第２の近似特性線」に相当する。）Ｌ２の関数を、第２の関数ｆｄｍとして算出する。なお、本実施形態では、吸気弁開時期ＩＶＯが幾何上死点ＴＤＣよりも後にあるときは、吸気通路１０１内への排気の吹き返しが生じないものとする。すなわち、吸気弁１０４の開弁に伴い筒内への空気の吸入が開始するものとして、実効上死点ＴＤＣＲを吸気弁開時期ＩＶＯとするのである。 DQexhb = Aev × (Δθ / (6 · NE)) × (Pe / √ (Re · Te)) × √ {(2κe / (κe−1)) × ((Pcyl / Pe) 2 / κe− (Pcyl / Pe) (κe + 1) / κe )} (14)
On the other hand, in the blocks B503a and B503b, the effective top dead center calculation unit sets two points C and D during the overlap period in order to calculate the second function fdm. In-cylinder gas amount changes DLTMc and DLTMd at D are calculated. The equation (15) is obtained by approximating that the in-cylinder temperature Tcyl is constant over the overlap period and differentiating the gas state equation with respect to time t. In the present embodiment, the points C and D are switched by the selection unit B510 according to the intake valve opening timing IVO. When the intake valve opening timing IVO is before the predetermined timing mBTDCX, that is, when the engine 1 is in a relatively high load region, the geometric dead center TDC and the intake air are taken as points C and D in the block B503a. Each point of valve opening timing IVO is adopted. On the other hand, when the intake valve opening timing IVO is after the timing mBTDCX and before the geometric dead center TDC, that is, when the engine 1 is in the middle load region on the low load side from the region, the block B503b As the points C and D, respective points of a predetermined time (corresponding to “second time”) ATDCα after the geometric dead center TDC and the intake valve opening timing IVO are employed. In either case, the in-cylinder temperature Tcyl is approximated by the exhaust temperature Te. The gas constant Re of the exhaust is adopted as the gas constant. This is because the points C and D adopted in the present embodiment are times before the effective top dead center TDCR. This is because the inhalation of air into the cylinder has not started and it is considered that the inside of the cylinder is occupied by exhaust. The in-cylinder pressure Pcyl can be obtained from the approximate expression of the in-cylinder pressure Pcyl described above, and the in-cylinder volume Vcyl can be geometrically calculated as unique to the engine 1. Further, the rate of change dPcyl, dVcyl per hour of these variables Pcyl, Vcyl is obtained by multiplying the rate of change per crank angle by a coefficient corresponding to the engine speed NE. Based on the points C and D determined for each region as described above, the effective top dead center calculation unit calculates a function of a straight line (corresponding to a “second approximate characteristic line”) L2 passing through these points. The second function fdm is calculated. In the present embodiment, when the intake valve opening timing IVO is geometrically after the dead center TDC, the exhaust gas does not blow back into the intake passage 101. That is, assuming that the intake of air into the cylinder starts when the intake valve 104 is opened, the effective top dead center TDCR is set as the intake valve opening timing IVO.

本実施形態において、時期ｍＢＴＤＣＸにより第２の近似特性線Ｌ２の算出方法を変更するのは、次のような理由による。吸気弁開時期ＩＶＯが幾何上死点ＴＤＣに近付くに従い、筒内から吸気通路１０１内への排気の吹き返しにより筒内圧力Ｐｃｙｌが低下してこれが排気圧力Ｐｅと一致する時期が遅れ、排気通路１０７内から筒内に流入する排気の量と、筒内から吸気通路１０１内に吹き返す排気の量とが均衡する（すなわち、筒内ガス量変化分ＤＬＴＭが０となる。）時期が幾何上死点ＴＤＣよりも遅れるものと考えられるからである。時期ｍＢＴＤＣＸは、このような観点から、幾何上死点ＴＤＣ前、かつその近傍の時期として、演算上要求される精度を満たす時期に設定する。他方、時期ＡＴＤＣαは、たとえば、吸気弁開時期ＩＶＣを幾何上死点ＴＤＣとした条件で筒内ガス量変化分ＤＬＴＭが０となる時期に設定する。ＡＴＤＣαの特定は、たとえば、この条件で行う実験による。ＡＴＤＣαは、吸気弁開時期ＩＶＯに応じて変更してもよいが、本実施形態では、ＡＴＤＣαを固定点として設定し、幾何上死点ＴＤＣから排気弁閉時期ＥＶＣまでの間の時期として、幾何上死点ＴＤＣ後、クランク角で１０°の時期に設定している。   In the present embodiment, the calculation method of the second approximate characteristic line L2 is changed at the timing mBTDCX for the following reason. As the intake valve opening timing IVO approaches the geometric dead center TDC, the in-cylinder pressure Pcyl decreases due to the exhausting of exhaust gas from the cylinder into the intake passage 101, and the timing at which this coincides with the exhaust pressure Pe is delayed. The time when the amount of exhaust flowing into the cylinder from the inside and the amount of exhaust blown back from the cylinder into the intake passage 101 is balanced (that is, the amount of change in the cylinder gas amount DLTM becomes 0) is the geometric dead center. This is because it is considered to be later than TDC. From this point of view, the timing mBTDCX is set to a timing that satisfies the accuracy required for calculation as a timing before and near the geometric dead center TDC. On the other hand, the timing ATDCα is set, for example, to a timing when the in-cylinder gas amount change DLTM becomes 0 under the condition that the intake valve opening timing IVC is geometrically dead center TDC. The identification of ATDCα is based on, for example, an experiment performed under these conditions. ATDCα may be changed according to the intake valve opening timing IVO, but in the present embodiment, ATDCα is set as a fixed point, and the geometrical dead point TDC to the exhaust valve closing timing EVC After top dead center TDC, the crank angle is set to 10 °.

ＤＬＴＭ＝（１／（Ｒｅ・Ｔｅ））×（Ｐｃｙｌ・ｄＶｃｙｌ／ｄｔ＋Ｖｃｙｌ・ｄＰｃｙｌ／ｄｔ） ・・・（１５）
実効上死点算出部は、ブロックＢ５０４において、以上のように算出した第１及び第２の関数ｆｑｅｌ，ｆｄｍにより表される直線Ｌ１，Ｌ２の交点Ｅを特定し、この交点Ｅの時期を実効上死点ＴＤＣＲとして算出する。 DLTM = (1 / (Re · Te)) × (Pcyl · dVcyl / dt + Vcyl · dPcyl / dt) (15)
In block B504, the effective top dead center calculation unit specifies the intersection E of the straight lines L1 and L2 represented by the first and second functions fqel and fdm calculated as described above, and determines the timing of the intersection E as effective. Calculated as top dead center TDCR.

図１１は、吹返ガス量算出部の構成を示している。この吹返ガス量算出部により本実施形態に係る「吹返ガス量算出手段」としての機能が実現される。
本実施形態では、オーバーラップ期間の前半における吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔの特性を近似的に表す第３の関数ｆｑｉを算出するとともに、オーバーラップ期間の前半における排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈの特性を近似的に表す第４の関数ｆｑｅｆを算出し、算出したｆｑｅｆと、実効上死点算出部により算出された第１の関数ｆｑｅｌとにより表される各近似特性線の交点を特定し、この交点の時期に吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔの変化の正負が切り換わるものとして、第３の関数ｆｑｉに基づいて吹返ガス量ＱＩＦＢを算出する。この交点は、排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈが第４の特性ｆｑｅｆから第１の特性ｆｑｅｌに移行する点としての性質を持つものであり、この交点を基準として筒内と排気通路１０７内との間におけるガスの出入りが収束に向かい、筒内圧力Ｐｃｙｌが急速に減少するものと考えられるからである。 FIG. 11 shows the configuration of the blown gas amount calculation unit. The blown gas amount calculation unit implements a function as “blowback gas amount calculation means” according to the present embodiment.
In the present embodiment, the third function fqi that approximately represents the characteristic of the intake valve passage gas amount DQint in the first half of the overlap period is calculated, and the characteristic of the exhaust valve passage gas amount DQexh in the first half of the overlap period is approximated. A fourth function fqef expressed in the form of a point, and the intersection of each approximate characteristic line represented by the calculated fqef and the first function fqel calculated by the effective top dead center calculation unit is specified, and Assuming that the change of the intake valve passage gas amount DQint changes at the timing, the blowback gas amount Q IFB is calculated based on the third function fqi. This intersection has a property as a point at which the exhaust valve passage gas amount DQexh shifts from the fourth characteristic fqef to the first characteristic fqel. Between this cylinder and the exhaust passage 107, the intersection is used as a reference. This is because the in-cylinder pressure Pcyl is considered to rapidly decrease as the gas enters and exits at the end of convergence.

以下、図１２を適宜に参照して吹返ガス量算出部の動作について説明する。なお、図１２は、関数ｆｑｅｌ，ｆｄｍ，ｆｑｉ，ｆｑｅｆを横軸にクランク角ＣＡを、縦軸に流量を設定した座標上に表したものである。
吹返ガス量算出部は、ブロックＢ６０１において、第３の関数ｆｑｉの算出のため、オーバーラップ期間の前半における２つの点Ｆ，Ｇを設定し、点Ｆ，Ｇにおける吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔｆ，ＤＱｉｎｔｇを算出する。本実施形態では、点Ｆ，Ｇとして、吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔ（＝ＤＱｉｎｔｆ）が０となる吸気弁開時期ＩＶＯの点Ｆと、オーバーラップ期間の前半における所定の時期ＣＡ２の点Ｇとを採用する。点Ｇは、吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔのクランク角ＣＡに対する線形性がエンジン１の運転条件によらず認められる範囲で任意の点を実験等により評価して決定してもよいが、本実施形態では、この線形性の評価に吸気弁１０４の作動特性を採用し、吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔと吸気弁１０４の作動特性との相似的な関係から、点Ｇを決定する。すなわち、オーバーラップ期間の前半では、吸気ポート１０１ａの開口面積が小さく、吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔがこの前半の期間における開口面積に比例するものと近似し得ることから、吸気弁１０４のリフト量ＶＬＩＦＴｉがクランク角ＣＡに対して直線的に増加する領域を特定し、この領域における吸気弁開時期ＩＶＯ以外の時期の点を、点Ｇに設定するのである。本実施形態では、吸気弁開時期ＩＶＯが所定の時期ｍＢＴＤＣＸ以前にある高負荷域において、点Ｇとして、吸気弁開時期ＩＶＯから排気弁閉時期ＥＶＣまでの横軸上の線分を１つの辺として、この辺を１：１に内分する点を採用する。点Ｇにおける吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔｇは、この時期に吸気ポート１０１ａに形成される開口面積をＡｉｖとして、下式（１６）により算出する。点Ｆ，Ｇを通る直線Ｌ３の関数を、第３の関数ｆｑｉとして算出する。本実施形態では、吸気弁開時期ＩＶＯが時期ｍＢＴＤＣＸよりも後にある中負荷域において、直線Ｌ３の傾きとして、高負荷域にあるときに算出した第３の関数ｆｑｉの傾きを採用する。 Hereinafter, the operation of the blown gas amount calculation unit will be described with reference to FIG. 12 as appropriate. FIG. 12 shows the functions fqel, fdm, fqi, and fqef on coordinates in which the horizontal axis indicates the crank angle CA and the vertical axis indicates the flow rate.
In block B601, the blow-back gas amount calculation unit sets two points F and G in the first half of the overlap period in order to calculate the third function fqi, and the intake valve passage gas amount DQintf, DQintg is calculated. In the present embodiment, as points F and G, a point F of the intake valve opening timing IVO at which the intake valve passage gas amount DQint (= DQintf) becomes 0 and a point G of the predetermined timing CA2 in the first half of the overlap period are used. adopt. The point G may be determined by evaluating an arbitrary point by experiment or the like within a range where the linearity of the intake valve passing gas amount DQint with respect to the crank angle CA is recognized regardless of the operating condition of the engine 1. Then, the operation characteristic of the intake valve 104 is adopted for the evaluation of the linearity, and the point G is determined from the similar relationship between the intake valve passage gas amount DQint and the operation characteristic of the intake valve 104. That is, in the first half of the overlap period, the opening area of the intake port 101a is small, and the intake valve passage gas amount DQint can be approximated to be proportional to the opening area in the first half period, so the lift amount VLIFTi of the intake valve 104 In this region, a region that increases linearly with respect to the crank angle CA is specified, and a point at a time other than the intake valve opening timing IVO in this region is set as the point G. In the present embodiment, in the high load region where the intake valve opening timing IVO is before the predetermined timing mBTDCX, a line segment on the horizontal axis from the intake valve opening timing IVO to the exhaust valve closing timing EVC is set as a point G as one side. Then, a point that internally divides this side into 1: 1 is adopted. The intake valve passage gas amount DQintg at the point G is calculated by the following equation (16), with the opening area formed in the intake port 101a at this time as Aiv. A function of the straight line L3 passing through the points F and G is calculated as a third function fqi. In the present embodiment, the gradient of the third function fqi calculated when the intake valve opening timing IVO is in the high load range is employed as the gradient of the straight line L3 in the middle load range where the intake valve opening timing IVO is after the timing mBTDCX.

ＤＱｉｎｔ＝Ａｉｖ×（Δθ／（６・ＮＥ））×（Ｐｃｙｌ／√（Ｒｅ・Ｔｅ））×√｛（２κｅ／（κｅ−１））×（（Ｐｍ／Ｐｃｙｌ）２／κｅ−（Ｐｍ／Ｐｃｙｌ）（κｅ＋１）／κｅ）｝ ・・・（１６）
また、吹返ガス量算出部は、ブロックＢ６０２において、第３の関数ｆｑｉにより表される直線Ｆ３と、実効上死点算出部により算出された第２の特性ｆｄｍにより表される直線Ｌ２との交点Ｈを特定する。この交点Ｈは、筒内ガス量変化分ＤＬＴＭの全てが筒内と吸気通路１０１内との間におけるガスの出入りによるものであることを示すことから、これを排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈが０となる点Ｉを与えるものとして採用し、吸気弁開時期ＩＶＯの点Ｄと、この点Ｉとを通る直線Ｌ４の関数を、第４の関数ｆｑｅｆとして算出する。なお、吸気弁開時期ＩＶＯでは、吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔが０であり、排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈと筒内ガス量変化分ＤＬＴＭとが等しくなる。 DQint = Aiv × (Δθ / (6 · NE)) × (Pcyl / √ (Re · Te)) × √ {(2κe / (κe−1)) × ((Pm / Pcyl) 2 / κe− (Pm / Pcyl) (κe + 1) / κe )} (16)
In addition, in the block B602, the blow-back gas amount calculation unit calculates the straight line F3 represented by the third function fqi and the straight line L2 represented by the second characteristic fdm calculated by the effective top dead center calculation unit. Specify the intersection H. This intersection H indicates that all of the in-cylinder gas amount change DLTM is due to the inflow and outflow of gas between the in-cylinder and the intake passage 101, and therefore this is the exhaust valve passage gas amount DQexh being 0. A point I of the intake valve opening timing IVO and a function of a straight line L4 passing through the point I are calculated as a fourth function fqef. Note that, at the intake valve opening timing IVO, the intake valve passage gas amount DQint is 0, and the exhaust valve passage gas amount DQexh is equal to the in-cylinder gas amount change DLTM.

吹返ガス量算出部は、ブロックＢ６０３において、以上のように算出した第４の関数ｆｑｅｆと、実効上死点算出部により算出された第１の関数ｆｑｅｌとにより表される直線Ｌ４，Ｌ１の交点Ｊを特定する。吹返ガス量算出部は、ブロックＢ６０４において、更に交点Ｊの時期における直線Ｌ３上の点Ｋを算出し、この点Ｋと、実効上死点ＴＤＣＲにおける横軸上の点Ｌとを通る直線Ｌ５の関数によりオーバーラップ期間の後半における吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔを近似して、下式（１７）により吹返ガス量ＱＩＦＢを算出する。なお、（１７）式において、点Ｋの時期ＣＡ３における吸気弁通過ガス量Ｑｉｎｔｋを第３の関数によりｆｑｉ（ＣＡ３）として示す。 In block B603, the blow-back gas amount calculation unit calculates the straight lines L4 and L1 represented by the fourth function fqef calculated as described above and the first function fqel calculated by the effective top dead center calculation unit. Specify the intersection point J. In block B604, the blow-back gas amount calculation unit further calculates a point K on the straight line L3 at the time of the intersection J, and a straight line L5 passing through this point K and the point L on the horizontal axis at the effective top dead center TDCR. By approximating the intake valve passing gas amount DQint in the latter half of the overlap period by the function of, the blow back gas amount Q IFB is calculated by the following equation (17). In the equation (17), the intake valve passing gas amount Qintk at the time point CA3 of the point K is indicated as fqi (CA3) by the third function.

ＱＩＦＢ＝ｆｑｉ（ＣＡ３）×（（ＴＤＣＲ−ＩＶＯ）／（６・ＮＥ））／２） ・・・（１７）
図１３は、オーバーラップ期間における実際の吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔ、排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈ及び筒内ガス量変化分ＤＬＴＭと、第１〜第４の関数ｆｑｅｌ，ｆｄｍ，ｆｑｉ，ｆｑｅｆにより表される近似特性線Ｌ１〜Ｌ４との関係を示している。吹返ガス量ＱＩＦＢは、（１７）式により斜線で示す部分の面積として算出される。なお、本実施形態に関し、排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈの特性が第４の関数ｆｑｅｆにより表される特性（クランク角に対して増加する傾向を示す。）から第１の関数ｆｑｅｌにより表される特性（クランク角に対して減少する傾向を示す。）に移行する点Ｊの時期ＣＡ３を基準として、これよりも前の期間ＰＲＤＦがオーバーラップ期間の前半に、それ以後の期間ＰＲＤＬがオーバーラップ期間の後半に相当する。 Q IFB = fqi (CA3) × ((TDCR-IVO) / (6 · NE)) / 2) (17)
FIG. 13 is represented by the actual intake valve passage gas amount DQint, exhaust valve passage gas amount DQexh and in-cylinder gas amount change DLTM in the overlap period, and the first to fourth functions fqel, fdm, fqi, fqef. The relationship with the approximate characteristic lines L1 to L4 is shown. The blown-back gas amount Q IFB is calculated as the area of the portion indicated by hatching by the equation (17). In the present embodiment, the characteristic of the exhaust valve passage gas amount DQexh is represented by the first function fqel from the characteristic represented by the fourth function fqef (which tends to increase with respect to the crank angle). (Showing a tendency to decrease with respect to the crank angle.) With reference to the timing CA3 of the point J at which the transition is made, the period PRDF before this is the first half of the overlap period, and the subsequent period PRDL is the overlap period. It corresponds to the second half.

本実施形態によれば、次のような効果を得ることができる。
すなわち、本実施形態では、オーバーラップ期間の後半における排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈに関する第１の近似特性線Ｌ１、及びオーバーラップ期間における筒内ガス量変化分ＤＬＴＭに関する第２の近似特性線Ｌ２を算出するとともに、算出した各近似特性線Ｌ１，Ｌ２の交点Ｅを特定し、この交点Ｅの時期を実効上死点ＴＤＣＲとして算出することとした。実効上死点ＴＤＣＲは、筒内への空気の吸入開始時期としての意義を持ち、この時期における筒内ガス量変化分ＤＬＴＭの全てが筒内と排気通路１０７内との間におけるガスの出入りによるものであることから、実際の物理現象に即した的確なモデルにより実効上死点ＴＤＣＲを算出することができる。本実施形態では、算出したＴＤＣＲをシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌの算出に反映させたことで、シリンダ吸入空気量を正確に算出し、エンジン１の目標トルクを高い精度で実現することができる。 According to this embodiment, the following effects can be obtained.
That is, in the present embodiment, the first approximate characteristic line L1 related to the exhaust valve passage gas amount DQexh in the second half of the overlap period and the second approximate characteristic line L2 related to the in-cylinder gas amount change DLTM in the overlap period are calculated. In addition, the intersection point E of the calculated approximate characteristic lines L1 and L2 is specified, and the time of the intersection point E is calculated as the effective top dead center TDCR. The effective top dead center TDCR has significance as a start timing of air intake into the cylinder, and all of the in-cylinder gas amount change DLTM at this time is due to the gas in and out between the cylinder and the exhaust passage 107. Therefore, the effective top dead center TDCR can be calculated by an accurate model that matches actual physical phenomena. In the present embodiment, the calculated TDCR is reflected in the calculation of the cylinder intake air amount Qcyl, so that the cylinder intake air amount can be accurately calculated and the target torque of the engine 1 can be realized with high accuracy.

本実施形態では、特に、第２の近似特性線Ｌ２の算出において、吸気弁開時期ＩＶＯが幾何上死点ＴＤＣよりも早い所定の時期ｍＢＴＤＣＸ後にあるときに、第２の近似特性線Ｌ２の算出に関する複数の時期として幾何上死点ＴＤＣよりも遅い所定の時期ＡＴＤＣαを採用し、かつこの所定の時期ＡＴＤＣαにおける筒内ガス量変化分を０とすることで、エンジン１の運転状態によらず、演算上要求される精度を満たす的確な実効上死点ＴＤＣＲを算出することができる。図１４は、吸気弁１０４及び排気弁１０８の作動特性ＶＬＩＦＴｉ２，ＶＬＩＦＴｅ、ならびに吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔ、排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈ２及び筒内ガス量変化分ＤＬＴＭを、エンジン１が中負荷域にある場合について示している。なお、点線ＶＬＩＦＴ１，ＤＱｅｘｈ１は、比較のため、吸気弁１０４の作動特性及び排気弁通過ガス量を高負荷域について示したものである。負荷の低下により吸気弁開時期ＩＶＯが幾何上死点ＴＤＣに近付くに従い、筒内圧力Ｐｃｙｌが排気圧力Ｐｅに一致する時期（排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈ２が０となる。）が、高負荷域におけるよりも遅れて現れる。これに伴い、排気弁通過ガス量ＤＱｅｘｈ２（正の値をとる。）と吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔ（負の値をとる。）とが均衡して筒内ガス量変化分ＤＬＴＭが０となる時期が、幾何上死点ＴＤＣよりも遅れて形成されることとなる。第２の近似特性線Ｌ２の算出方法を領域毎に変更することで、エンジン１の運転状態よらず、実際の物理現象に即して実効上死点ＴＤＣＲを算出することができる。また、本実施形態では、高負荷域において、第２の近似特性線Ｌ２の算出に関する複数の時期として吸気弁開時期ＩＶＯ及び幾何上死点ＴＤＣを採用し、これらの時期の点Ｃ，Ｄを通る直線として第２の近似特性線Ｌ２を算出することとしているが、吸気弁開時期ＩＶＯが幾何上死点ＴＤＣに近接すると、演算の分解精度の制約から第２の近似特性線Ｌ２の傾きを的確に算出することができず、第２の近似特性線Ｌ２、延いては実効上死点ＴＤＣＲの演算精度を確保することができなくなる場合がある。本実施形態では、吸気弁開時期ＩＶＯが幾何上死点ＴＤＣに近付いた場合に、第２の近似特性線Ｌ２の算出に関する時期の１つとして幾何上死点ＴＤＣ後の時期ＡＴＤＣαを採用したことで、このような不具合を回避し、所要の演算精度を確保することができる。   In the present embodiment, particularly in calculating the second approximate characteristic line L2, when the intake valve opening timing IVO is after a predetermined time mBTDCX earlier than the geometric dead center TDC, the second approximate characteristic line L2 is calculated. By adopting a predetermined time ATDCα that is later than the geometric dead center TDC as a plurality of times, and by setting the amount of change in the cylinder gas at the predetermined time ATDCα to 0, regardless of the operating state of the engine 1, An accurate effective top dead center TDCR that satisfies the accuracy required for calculation can be calculated. FIG. 14 shows the operating characteristics VLIFTi2 and VLIFTe of the intake valve 104 and the exhaust valve 108, the intake valve passage gas amount DQint, the exhaust valve passage gas amount DQexh2, and the in-cylinder gas amount change DLTM. Shows about the case. Dotted lines VLIFT1 and DQexh1 indicate the operating characteristics of the intake valve 104 and the exhaust valve passage gas amount in the high load region for comparison. As the intake valve opening timing IVO approaches geometric dead center TDC due to a decrease in the load, the timing when the in-cylinder pressure Pcyl matches the exhaust pressure Pe (the exhaust valve passage gas amount DQexh2 becomes 0) in the high load range. Appears later. Accordingly, when the exhaust valve passage gas amount DQexh2 (takes a positive value) and the intake valve passage gas amount DQint (takes a negative value) are balanced, the amount of change in the cylinder gas amount DLTM becomes zero. However, it is formed later than the geometric dead center TDC. By changing the calculation method of the second approximate characteristic line L2 for each region, the effective top dead center TDCR can be calculated in accordance with the actual physical phenomenon regardless of the operating state of the engine 1. In the present embodiment, the intake valve opening timing IVO and the geometrical dead point TDC are adopted as a plurality of timings related to the calculation of the second approximate characteristic line L2 in the high load region, and the points C and D of these timings are used. The second approximate characteristic line L2 is calculated as a straight line passing through. However, when the intake valve opening timing IVO is close to the geometric dead center TDC, the slope of the second approximate characteristic line L2 is set due to the restriction of the decomposition accuracy of the calculation. In some cases, it cannot be accurately calculated, and the accuracy of calculation of the second approximate characteristic line L2, and hence the effective top dead center TDCR, may not be ensured. In the present embodiment, when the intake valve opening timing IVO approaches the geometric dead center TDC, the timing ATDCα after the geometric dead center TDC is adopted as one of the timings related to the calculation of the second approximate characteristic line L2. Thus, such a problem can be avoided and the required calculation accuracy can be ensured.

実効上死点ＴＤＣＲは、筒内への空気の吸入開始時期としての意義を持つばかりでなく、筒内から吸気通路１０１内への排気の吹返終了時期としての意義を持つ。本実施形態では、算出したＴＤＣＲに基づいて吹返ガス量ＱＩＦＢを算出し、前のサイクルから持ち越された排気の量を減算したものとしてシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌを算出することとしたので、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌを正確に算出することができる。排気の吹返終了時期としての実効上死点ＴＤＣＲの意義に着目すれば、実効上死点ＴＤＣＲは、他の制御情報として、たとえば、圧縮開始時における筒内温度の推定等に適用することが可能であることから、的確な実効上死点ＴＤＣＲを算出し得ることは、エンジン制御全般の高精度化に貢献する。 The effective top dead center TDCR has not only significance as the start timing of air intake into the cylinder, but also significance as the end timing of exhaust blowback from the cylinder into the intake passage 101. In the present embodiment, the blow-back gas amount Q IFB is calculated based on the calculated TDCR, and the cylinder intake air amount Qcyl is calculated as a value obtained by subtracting the amount of exhaust carried over from the previous cycle. The intake air amount Qcyl can be accurately calculated. If attention is paid to the significance of the effective top dead center TDCR as the exhaust blow-back end timing, the effective top dead center TDCR may be applied as other control information, for example, to estimate the in-cylinder temperature at the start of compression. Since it is possible, being able to calculate an accurate effective top dead center TDCR contributes to high accuracy of overall engine control.

また、本実施形態では、仮想ソニック吸入空気量ＱＤ及び理論最大吸入空気量ＱＭＡＸを定義し、これらの量ＱＤ，ＱＭＡＸとシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌとの間の一義的な関係を設定したことで、実際の運転に際し、吸気弁１０４等の作動特性によらずこの関係に基づいてシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌを算出することができ、演算負荷を軽減することができる。 Further, in this embodiment, it defines a virtual sonic intake air quantity Q D and theoretical maximum intake air quantity Q MAX, set the unique relation between these quantities Q D, Q MAX and the cylinder intake air quantity Qcyl Thus, in actual operation, the cylinder intake air amount Qcyl can be calculated based on this relationship regardless of the operating characteristics of the intake valve 104 and the like, and the calculation load can be reduced.

更に、本実施形態では、吸入空気の流れがチョークする第１の領域とこれ以外の第２の領域とでシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌの補正方法を異ならせたので、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌの補正を領域毎に的確、かつ簡易に行い、吸気脈動の影響を加味した正確なシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌを簡易に算出することができる。流れの状態に応じて変化させ得る係数Ｋ１，Ｋ２を採用し、これらの係数Ｋ１，Ｋ２により第１及び第２の領域に亘り全般的に採用可能な補正係数ＰＲＡＴＥ，ＴＲＡＴＥを設定したことで、チョークの発生如何によらず１つの式により補正を行うことができ、マップ等の多用を回避し、シリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌの算出に要する演算負荷を軽減することができる。   Further, in the present embodiment, since the correction method of the cylinder intake air amount Qcyl is different between the first region where the flow of intake air chokes and the second region other than this, the correction of the cylinder intake air amount Qcyl is performed. Accurate and simple for each region, it is possible to easily calculate an accurate cylinder intake air amount Qcyl in consideration of the influence of intake pulsation. By adopting coefficients K1 and K2 that can be changed according to the flow state, and by setting correction coefficients PRATE and RATE that can be generally adopted over the first and second regions by these coefficients K1 and K2, Regardless of whether or not choke is generated, correction can be performed by one equation, avoiding heavy use of maps and the like, and reducing the calculation load required for calculating the cylinder intake air amount Qcyl.

以上では、吸気弁通過ガス量ＤＱｉｎｔに関する近似特性線Ｌ３，Ｌ５を算出し、これらの直線Ｌ３，Ｌ５と流量＝０を示す直線（すなわち、図１２の横軸）とにより挟まれる部分の面積として、吹返ガス量ＱＩＦＢを簡易に算出する場合を例に説明した。しかしながら、吹返ガス量ＱＩＦＢは、筒内圧力Ｐｃｙｌ及び吸気圧力Ｐｍ、ならびに吸気弁１０４及び排気弁１０８の作動特性に基づいて下式（１８）により算出することもできる。（１８）式の総開口面積ΣＡｉｖには、吸気ポート１０１ａに形成される開口面積Ａｉｖを吸気弁開時期ＩＶＯから実効上死点ＴＤＣＲまでの期間に亘り積算して得たものを採用する。 In the above, approximate characteristic lines L3 and L5 relating to the intake valve passage gas amount DQint are calculated, and the area of the portion sandwiched between these straight lines L3 and L5 and the straight line indicating the flow rate = 0 (that is, the horizontal axis in FIG. 12) The case where the blowback gas amount Q IFB is simply calculated has been described as an example. However, the blow-back gas amount Q IFB can also be calculated by the following equation (18) based on the in-cylinder pressure Pcyl and the intake pressure Pm, and the operating characteristics of the intake valve 104 and the exhaust valve 108. As the total opening area ΣAiv in the equation (18), a value obtained by integrating the opening area Aiv formed in the intake port 101a over a period from the intake valve opening timing IVO to the effective top dead center TDCR is adopted.

ＱＩＦＢ＝ΣＡｉｖ×（Δθ／（６・ＮＥ））×（Ｐｅ／√（Ｒｅ・Ｔｅ））×√｛（２κｅ／（κｅ−１））×（（Ｐｍ／Ｐｃｙｌ）２／κｅ−（Ｐｍ／Ｐｃｙｌ）（κｅ＋１）／κｅ）｝ ・・・（１８）
また、以上では、測定したシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌを吸入空気量の制御における吸気圧力Ｐｍの補正に採用することとしたが、これを燃料噴射量の設定に採用することもできる。 Q IFB = ΣAiv × (Δθ / (6 · NE)) × (Pe / √ (Re · Te)) × √ {(2κe / (κe−1)) × ((Pm / Pcyl) 2 / κe − (Pm / Pcyl) (κe + 1) / κe )} (18)
In the above description, the measured cylinder intake air amount Qcyl is used for correcting the intake pressure Pm in the control of the intake air amount. However, this can also be used for setting the fuel injection amount.

更に、吸入空気量の制御は、運転領域全体に亘り吸気弁１０４の作動特性の変更によることとしてもよいが、この作動特性の変更による制御を過渡運転時のみで行い、定常運転時には、スロットル開度の制御によることとしてもよい。この場合は、スロットル弁１０２の上流にエアフローメータを設置し、定常運転時に検出する吸入空気量としてシリンダ吸入空気量に代え、スロットル弁通過空気量を採用する。   Furthermore, the intake air amount may be controlled by changing the operating characteristics of the intake valve 104 over the entire operating range. However, the control by changing the operating characteristics is performed only during transient operation, and the throttle is opened during steady operation. It may be based on the degree control. In this case, an air flow meter is installed upstream of the throttle valve 102, and the amount of air passing through the throttle valve is adopted as the amount of intake air detected during steady operation instead of the amount of cylinder intake air.

本発明に係るエンジンの制御装置は、直噴ガソリンエンジンに適用することもできる。   The engine control apparatus according to the present invention can also be applied to a direct injection gasoline engine.

本発明の一実施形態に係るエンジンの構成Configuration of engine according to one embodiment of the present invention 同上エンジンの吸気動弁装置の構成Same as above 同上吸気動弁装置の作動角変更機構の構成Configuration of the operating angle changing mechanism of the intake valve operating device シリンダ吸入空気量測定部の構成Configuration of cylinder intake air volume measurement unit 仮想ソニック吸入空気量算出部の構成Configuration of virtual sonic intake air amount calculation unit 理論最大吸入空気量算出部の構成Configuration of theoretical maximum intake air amount calculation unit 脈動変化量算出部の構成Configuration of pulsation change calculation unit 吸気弁閉時期のオフセット量ＩＶＣＯＦＳの算出マップCalculation map of intake valve closing timing IVCOFS 実効上死点算出部の構成Configuration of effective top dead center calculator 同上実効上死点算出部の動作説明Explanation of operation of effective top dead center calculation unit 吹返ガス量算出部の構成Blowing gas amount calculation unit configuration 同上吹返ガス量算出部の動作説明Operation explanation of the blow-back gas amount calculation unit 実際の吸気弁通過ガス量、排気弁通過ガス量及び筒内ガス量変化分と各近似特性線との関係Relationship between actual intake valve passage gas amount, exhaust valve passage gas amount and in-cylinder gas amount change and each approximate characteristic line 中負荷域における吸気弁通過ガス量、排気弁通過ガス量及び筒内ガス量変化分の変化Changes in intake valve passage gas amount, exhaust valve passage gas amount and in-cylinder gas amount change in medium load range 吸気弁及び排気弁の作動特性、筒内圧力、ならびに単位クランク角当たりのシリンダ吸入空気量の関係Relationship between intake valve and exhaust valve operating characteristics, cylinder pressure, and cylinder intake air volume per unit crank angle

符号の説明Explanation of symbols

１…エンジン、１０１…吸気通路、１０２…スロットル弁、１０３…インジェクタ、１０４…吸気弁、１０５…吸気動弁装置、１０６…点火プラグ、１０７…排気通路、１０８…排気弁、１５１…駆動軸、１５２…揺動カム、１５３…偏心駆動カム、１５４…リング状リンク、１５５…制御軸、１５６…偏心制御カム、１５７…ロッカーアーム、１５８…ロッド状リンク、１６１…電磁アクチュエータ、１６２…ギア列、２０１…エンジンコントローラ、２１１…アクセルセンサ、２１２…クランク角センサ、２１３…吸気圧力センサ、２１４…吸気温度センサ、２１５…排気圧力センサ、Ａ…吸気動弁装置の作動角変更機構、Ｂ…吸気動弁装置の中心角変更機構。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine, 101 ... Intake passage, 102 ... Throttle valve, 103 ... Injector, 104 ... Intake valve, 105 ... Intake valve operating device, 106 ... Spark plug, 107 ... Exhaust passage, 108 ... Exhaust valve, 151 ... Drive shaft, 152 ... Swing cam, 153 ... Eccentric drive cam, 154 ... Ring-shaped link, 155 ... Control shaft, 156 ... Eccentric control cam, 157 ... Rocker arm, 158 ... Rod-shaped link, 161 ... Electromagnetic actuator, 162 ... Gear train, DESCRIPTION OF SYMBOLS 201 ... Engine controller, 211 ... Accelerator sensor, 212 ... Crank angle sensor, 213 ... Intake pressure sensor, 214 ... Intake temperature sensor, 215 ... Exhaust pressure sensor, A ... Operating angle change mechanism of intake valve operating device, B ... Intake movement Center angle change mechanism of the valve device.

Claims (11)

吸気弁及び排気弁の弁開期間が互いに重なり合う運転条件が設定されたエンジンの制御装置であって、
前記弁開期間が重なり合うオーバーラップ期間の後半における複数の時期、ならびにこれらの時期における、排気ポートの開口面積、ならびに排気通路内及び筒内の各圧力に基づき算出される排気弁通過ガス量に基づいて、前記後半の期間における排気弁通過ガス量に関する第１の近似特性線を算出する第１の特性線算出手段と、
前記オーバーラップ期間中の複数の時期及びこれらの時期における、筒内の容積及び圧力に基づき算出される筒内ガス量変化分に基づいて、前記オーバーラップ期間における筒内ガス量変化分に関する第２の近似特性線を算出する手段であって、筒内容積が最も小さくなる時期として幾何学的に定められる上死点を幾何上死点として、吸気弁開時期がこの幾何上死点よりも早い時期として予め定められた第１の時期後にあるときに、この幾何上死点よりも遅い時期として予め定められた、前記複数の時期としての第２の時期における前記筒内ガス量変化分を０として、前記第２の近似特性線を算出する第２の特性線算出手段と、
前記第１及び第２の特性線算出手段により算出された各近似特性線の交点を特定して、この交点の時期を実効上死点として算出する実効上死点算出手段と、
前記実効上死点算出手段により算出された実効上死点に基づいて、エンジン制御に関する所定の演算を実行する制御手段と、を含んで構成されるエンジンの制御装置。 An engine control device in which operating conditions are set in which valve opening periods of an intake valve and an exhaust valve overlap each other,
Based on a plurality of periods in the second half of the overlap period in which the valve opening periods overlap, and the exhaust port passage gas amount calculated based on the opening area of the exhaust port and the pressures in the exhaust passage and in the cylinder at these periods A first characteristic line calculating means for calculating a first approximate characteristic line related to the amount of gas passing through the exhaust valve in the latter half period;
Based on a plurality of times during the overlap period and a change in the cylinder gas amount calculated based on the volume and pressure in the cylinder at these times, a second change in the cylinder gas amount during the overlap period The approximate characteristic line is calculated as a top dead center geometrically determined as the time when the in-cylinder volume becomes the smallest, and the intake valve opening timing is earlier than the geometric dead center. The amount of change in the cylinder gas amount at the second time as the plurality of times, which is set as a time later than the geometric dead center when the time is after the first time set as the time, is 0. Second characteristic line calculating means for calculating the second approximate characteristic line;
An effective top dead center calculating means for specifying an intersection of the approximate characteristic lines calculated by the first and second characteristic line calculating means and calculating a time of the intersection as an effective top dead center;
An engine control apparatus comprising: control means for executing a predetermined calculation related to engine control based on the effective top dead center calculated by the effective top dead center calculating means. 前記第２の特性線算出手段は、吸気弁開時期が前記第１の時期から幾何上死点までの期間にあるときに、前記第２の時期における前記筒内ガス量変化分を０として、前記第２の近似特性線を算出する請求項１に記載のエンジンの制御装置。 When the intake valve opening timing is in the period from the first timing to the geometric dead center, the second characteristic line calculation means sets the change in the cylinder gas amount at the second timing to 0, The engine control device according to claim 1, wherein the second approximate characteristic line is calculated. 前記第２の時期は、排気弁閉時期よりも早い時期である請求項１又は２に記載のエンジンの制御装置。 The engine control device according to claim 1 or 2, wherein the second time is earlier than the exhaust valve closing time. 前記第１の近似特性線の算出に関する前記複数の時期に排気弁閉時期が含まれる請求項１〜３のいずれかに記載のエンジンの制御装置。 The engine control device according to any one of claims 1 to 3, wherein an exhaust valve closing timing is included in the plurality of timings related to the calculation of the first approximate characteristic line. 前記吸気弁開時期が前記第１の時期後にある条件に関し、前記第２の近似特性線の算出に関する前記複数の時期に、前記第２の時期以外に吸気弁開時期が含まれる請求項１〜４のいずれかに記載のエンジンの制御装置。 The intake valve opening timing is included in addition to the second timing in the plurality of timings related to the calculation of the second approximate characteristic line with respect to a condition in which the intake valve opening timing is after the first timing. 4. The engine control device according to any one of 4. 前記吸気弁開時期が前記第１の時期よりも前にある条件に関し、前記第２の近似特性線の算出に関する前記複数の時期に、幾何上死点及び吸気弁開時期のうち少なくとも一方が含まれる請求項１〜５のいずれかに記載のエンジンの制御装置。 Regarding the condition that the intake valve opening timing is before the first timing, the plurality of timings related to the calculation of the second approximate characteristic line includes at least one of geometric dead center and intake valve opening timing. The engine control device according to any one of claims 1 to 5. 前記オーバーラップ期間における筒内圧力の変化を直線により近似して、この期間における筒内圧力を算出する筒内圧力算出手段を更に含んで構成される請求項５又は６に記載のエンジンの制御装置。The engine control device according to claim 5 or 6, further comprising cylinder pressure calculation means for approximating a change in cylinder pressure during the overlap period by a straight line and calculating the cylinder pressure during this period. . 筒内に吸入される空気の量が吸気弁の作動特性を変更して制御されるエンジンに適用される請求項１〜７のいずれかに記載のエンジンの制御装置。The engine control device according to any one of claims 1 to 7, which is applied to an engine in which an amount of air taken into a cylinder is controlled by changing an operation characteristic of an intake valve. 前記制御手段は、前記実効上死点に基づいて、筒内に吸入される空気の量であるシリンダ吸入空気量を算出する請求項８に記載のエンジンの制御装置。The engine control device according to claim 8, wherein the control means calculates a cylinder intake air amount that is an amount of air sucked into the cylinder based on the effective top dead center. 前記制御手段は、吸気弁の作動特性に応じた吸気ポートの開口面積でソニック流として吸入した場合に得られるシリンダ吸入空気量を仮想ソニック吸入空気量ＱＤとし、かつ吸気の開始から終了までのピストンの行程容積を吸気弁上流における吸入空気の密度及び温度で充填した場合に得られるシリンダ吸入空気量を理論最大吸入空気量ＱＭＡＸとして、実際のシリンダ吸入空気量Ｑｃｙｌに関して第１の比ＱＤ／ＱＭＡＸ、及び第２の比Ｑｃｙｌ／ＱＭＡＸの間の一義的な関係が設定され、実際の運転時において、前記第１の比を算出するとともに、算出した第１の比に基づいて前記関係により前記実際のシリンダ吸入空気量を算出するものであり、前記仮想ソニック吸入空気量及び前記理論最大吸入空気量の算出期間の始期を前記実効上死点として、前記第１の比を算出する請求項９に記載のエンジンの制御装置。The control means sets the cylinder intake air amount obtained when suctioned as a sonic flow with the opening area of the intake port according to the operating characteristics of the intake valve as a virtual sonic intake air amount QD, and the piston from the start to the end of intake A first ratio QD / QMAX with respect to the actual cylinder intake air amount Qcyl, where the cylinder intake air amount obtained when the stroke volume is filled with the density and temperature of the intake air upstream of the intake valve is the theoretical maximum intake air amount QMAX, And a unique relationship between the second ratio Qcyl / QMAX is set, and in actual operation, the first ratio is calculated and the actual ratio is calculated based on the calculated first ratio. The cylinder intake air amount is calculated, and the start period of the calculation period of the virtual sonic intake air amount and the theoretical maximum intake air amount is As a point, a control device for an engine according to claim 9 for calculating the first ratio. 前記制御手段は、前記関係により算出した基本吸入空気量に対し、吸気通路内における気柱振動に起因するシリンダ吸入空気量の変動分に応じた補正を施す補正手段を含んで構成され、The control means is configured to include correction means for correcting the basic intake air amount calculated from the relationship according to a variation in the cylinder intake air amount caused by air column vibration in the intake passage,
前記補正手段は、筒内へ向かう吸入空気の流れがチョークする第１の領域と、この第１の領域以外の第２の領域とが定められ、前記第１及び第２の領域の間で異なる特性により前記補正を行う請求項１０に記載のエンジンの制御装置。The correction means has a first area in which the flow of intake air flowing into the cylinder chokes and a second area other than the first area, and is different between the first and second areas. The engine control device according to claim 10, wherein the correction is performed according to characteristics.
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