JP6985676B2 - Compression self-ignition engine controller - Google Patents

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  • Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)

Description

ここに開示する技術は、圧縮自己着火式エンジンの制御装置に関する。 The technique disclosed herein relates to a control device for a compression self-igniting engine.

特許文献１には、自動車のパワートレーンの動的性能をモデルによってシミュレーションする装置が記載されている。このシミュレーション装置は、対象装置を構成する個々のユニットを表現する機能モデルをシステム方程式によって表し、サンプリングクロック毎に機構モデルによるパラメータの更新と離散化を行うことにより、メカニズムによる特性の非線形性を、サンプリングタイム毎に線形化する。 Patent Document 1 describes a device that simulates the dynamic performance of a power train of an automobile by a model. This simulation device expresses a functional model that expresses the individual units that make up the target device by system equations, and by updating and discretizing the parameters by the mechanism model for each sampling clock, the non-linearity of the characteristics by the mechanism is exhibited. Linearize at each sampling time.

特許第３９８７１９９号公報Japanese Patent No. 3987199

ところで、燃費の向上及び排出ガス性能の向上を目的として、燃焼室の中の希薄混合気を、自己着火によって燃焼させる圧縮自己着火式エンジンが知られている。この燃焼は、酸素と燃料の化学反応による自己着火現象に大きく依存するため、筒内温度や濃度などの状態量に対する感度が高い。エンジンの負荷、又は、燃焼室内の温度が比較的高い場合には急峻な燃焼によって騒音が発生しやすい。逆に、エンジンの負荷、又は、燃焼室内の温度が低い場合には、燃焼効率の低下による燃費の悪化を招く。エンジンの負荷、又は、燃焼室内の温度が低すぎると最悪の場合、燃焼変動が大きくなり過ぎて失火に至る。圧縮自己着火燃焼は安定燃焼が可能となる状態量の範囲が狭いという特徴がある。従って圧縮自己着火式エンジンにおいて、燃費の良い安定燃焼を実現するためには、燃焼室内の状態量を正確に推定しかつ制御する必要がある。 By the way, a compression self-ignition engine that burns a dilute air-fuel mixture in a combustion chamber by self-ignition is known for the purpose of improving fuel efficiency and exhaust gas performance. Since this combustion largely depends on the self-ignition phenomenon due to the chemical reaction between oxygen and fuel, it is highly sensitive to state quantities such as in-cylinder temperature and concentration. When the load of the engine or the temperature in the combustion chamber is relatively high, noise is likely to be generated due to steep combustion. On the contrary, when the load of the engine or the temperature in the combustion chamber is low, the fuel efficiency is deteriorated due to the decrease in the combustion efficiency. In the worst case, if the load of the engine or the temperature in the combustion chamber is too low, the combustion fluctuation becomes too large, leading to misfire. Compressed self-ignition combustion is characterized by a narrow range of state quantities that enable stable combustion. Therefore, in the compression self-ignition type engine, in order to realize stable combustion with good fuel economy, it is necessary to accurately estimate and control the state quantity in the combustion chamber.

従来のエンジン制御においては、事前に行う定常試験により得られる制御マップと、補正マップとを用いて、目標運転条件に対する、各種のデバイスの操作量を決定する手法をとってきた。圧縮自己着火式エンジンにおいては、内部ＥＧＲ（Exhaust Gas Recirculation）によって燃焼室の中の状態量を制御する手法が有望視されている。定常運転時と過渡運転時とでは操作量が同じであっても、内部ＥＧＲの組成及び割合が異なる場合がある。定常マップ及び補正マップを用いた従来のマップ制御によって、路上での様々な運転条件に対応するには限界がある。また、圧縮自己着火式エンジンの制御に従来のマップ制御を適用しようとすると、過渡運転も含めた事前実験を行う必要があるが，過渡運転の条件が膨大になってしまうという問題もある。 In the conventional engine control, a method of determining the operation amount of various devices with respect to the target operating condition has been adopted by using the control map obtained by the steady test performed in advance and the correction map. In a compression self-ignition engine, a method of controlling the state quantity in the combustion chamber by an internal EGR (Exhaust Gas Recirculation) is promising. Even if the amount of operation is the same during steady operation and transient operation, the composition and ratio of internal EGR may differ. Conventional map control using steady-state maps and correction maps has limitations in dealing with various driving conditions on the road. Further, when applying the conventional map control to the control of the compression self-ignition type engine, it is necessary to carry out a preliminary experiment including the transient operation, but there is also a problem that the conditions of the transient operation become enormous.

ここに開示する技術はかかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、圧縮自己着火式エンジンの、新たな制御システムを提供することにある。 The technique disclosed herein has been made in view of this point, and its purpose is to provide a new control system for a compression self-igniting engine.

具体的に、ここに開示する技術は、圧縮自己着火式エンジンの制御装置に係る。この制御装置は、サイクル毎に、燃焼室の中の混合気を自己着火によって燃焼させるよう構成されたエンジンと、前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中への新気及び既燃ガスの導入を調整することによって、前記燃焼室の中を所望の状態にするよう構成された状態量設定デバイスと、前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中に供給する燃料を噴射するよう構成されたインジェクタと、前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中の圧力に関するパラメータを検知すると共に、検知信号を出力するよう構成されたセンサと、前記状態量設定デバイス、前記インジェクタ、及び前記センサのそれぞれが接続されると共に、前記状態量設定デバイス及び前記インジェクタに操作信号を出力することによって、前記エンジンを運転するよう構成されたコントローラと、前記コントローラの前記操作信号と前記センサの前記検知信号とを受けかつ、前記燃焼室の中の状態量を推定すると共に、前記コントローラに状態推定信号を出力するよう構成された推定器と、を備える。 Specifically, the technique disclosed herein relates to a control device for a compression self-igniting engine. This control device includes an engine configured to self-ignite the air-fuel mixture in the combustion chamber every cycle, and fresh air and burned gas attached to the engine and into the combustion chamber. By coordinating the introduction, a state quantity setting device configured to bring the inside of the combustion chamber into a desired state and to inject fuel attached to the engine and supplied into the combustion chamber. The injector, the sensor attached to the engine and configured to detect parameters related to the pressure in the combustion chamber and output the detection signal, and the state amount setting device, the injector, and the sensor. A controller configured to operate the engine by connecting each of them and outputting an operation signal to the state amount setting device and the injector, the operation signal of the controller, and the detection signal of the sensor. It is provided with an estimator configured to receive and estimate the amount of state in the combustion chamber and output a state estimation signal to the controller.

そして、前記コントローラは、前記センサの前記検知信号と前記推定器の前記状態推定信号とを受けると共に、前記燃焼室の中の燃焼が、前記エンジンの目標出力に対応した燃焼となるように、前記状態量設定デバイスの操作量及び前記インジェクタの操作量をそれぞれ設定し、前記推定器は、式（１）に示す、前記燃焼室の中の状態をモデル化した線形パラメータ変動モデルを用いることによって、前記燃焼室の中の状態量を推定し、前記線形パラメータ変動モデルにおける第１係数ＡＬＰＶ、及び、第２係数ＢＬＰＶはそれぞれ、前記エンジンのトルク及び前記エンジンの回転数に応じて変化する。
Then, the controller receives the detection signal of the sensor and the state estimation signal of the estimator, and the combustion in the combustion chamber is the combustion corresponding to the target output of the engine. By setting the operation amount of the state amount setting device and the operation amount of the injector, respectively, and using the linear parameter fluctuation model that models the state in the combustion chamber shown in the equation (1), the estimator is used. The state quantity in the combustion chamber is estimated , and the first coefficient A LPV and the second coefficient B LPV in the linear parameter fluctuation model change according to the torque of the engine and the rotation speed of the engine, respectively.

Figure 0006985676
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但し、ｘｋは、現サイクルにおける所定タイミングの前記状態量としての、前記燃焼室の中の酸素量と前記燃焼室の中の燃料量とのいずれか一方又は両方、及び、前記燃焼室の中の温度である。ｘｋ＋１は、次サイクルにおける所定タイミングの前記状態量としての、前記燃焼室の中の酸素量及び前記燃焼室の中の燃料量のいずれか一方又は両方、及び、前記燃焼室の中の温度である。ｕｋは、現サイクルにおける前記操作量としての、ＥＧＲ率及び燃料噴射量である。 However, x k is one or both of the amount of oxygen in the combustion chamber and the amount of fuel in the combustion chamber as the state amount at a predetermined timing in the current cycle, and in the combustion chamber. The temperature of. x k + 1 is one or both of the amount of oxygen in the combustion chamber and the amount of fuel in the combustion chamber, and the temperature in the combustion chamber as the state quantity at a predetermined timing in the next cycle. be. u k is as the operation amount in the current cycle, a EGR rate and fuel injection amount.

ここで、「燃焼室」は、シリンダ内のピストンが圧縮上死点に至ったときに形成される空間の意味に限定されない。「燃焼室」の語は広義で用いる場合がある。つまり、「燃焼室の中」は「シリンダの中」と言い換えてもよい。 Here, the "combustion chamber" is not limited to the meaning of the space formed when the piston in the cylinder reaches the compression top dead center. The term "combustion chamber" may be used in a broad sense. That is, "inside the combustion chamber" may be paraphrased as "inside the cylinder".

前記の構成によると、コントローラは、センサの検知信号、及び、推定器の状態推定信号に基づいて、燃焼室の中の燃焼が、エンジンの目標出力に対応した圧縮自己着火燃焼となるように、状態量設定デバイスの操作量及びインジェクタの操作量をそれぞれ設定する。コントローラは、状態量設定デバイス及びインジェクタに操作信号を出力する。操作信号を受けた状態量設定デバイスは、燃焼室の中への新気及び既燃ガスの導入を調整することによって、燃焼室の中を所望の状態にする。操作信号を受けたインジェクタは、燃焼室の中に供給する燃料を噴射する。燃焼室の中において、混合気が圧縮自己着火によって燃焼し、エンジンが、所望の出力となるように運転する。 According to the above configuration, the controller makes the combustion in the combustion chamber compressed self-ignition combustion corresponding to the target output of the engine based on the detection signal of the sensor and the state estimation signal of the estimator. Status amount setting Set the operation amount of the device and the operation amount of the injector. The controller outputs an operation signal to the state quantity setting device and the injector. Upon receiving the operation signal, the state quantity setting device adjusts the introduction of fresh air and burned gas into the combustion chamber to bring the inside of the combustion chamber into a desired state. Upon receiving the operation signal, the injector injects fuel to be supplied into the combustion chamber. In the combustion chamber, the air-fuel mixture is burned by compression self-ignition, and the engine is operated to the desired output.

推定器は、式（１）に示す線形パラメータ変動モデルを用いることによって、前記燃焼室の中の状態量（正確には、複数の状態量）を推定する。線形パラメータ変動モデルは、燃焼室の中の状態を、複数の離散点によって表現する離散化モデルを構築すると共に、離散化モデルを複数の平衡点について線形化することによって表現してもよい。複数の離散点は、例えば排気弁の再開弁時期、吸気弁の閉弁時期、圧縮上死点前の所定クランク角度時期、着火時期、圧力最大時期、燃焼終了時期、及び、排気弁の開時期の内の、一部又は全部としてもよい。 The estimator estimates the state quantity (more accurately, a plurality of state quantities) in the combustion chamber by using the linear parameter fluctuation model shown in the equation (1). The linear parameter fluctuation model may be expressed by constructing a discretized model that expresses the state in the combustion chamber by a plurality of discrete points, and by linearizing the discretized model with respect to a plurality of equilibrium points. The multiple discrete points are, for example, the exhaust valve restart valve timing, the intake valve closing timing, the predetermined crank angle timing before the compression top dead center, the ignition timing, the maximum pressure timing, the combustion end timing, and the exhaust valve opening timing. It may be a part or all of the above.

式（１）の線形パラメータ変動モデルを用いて、燃焼室の中の状態を推定することにより、推定器の演算負荷は、非線形モデルを用いるよりも小さくなる。一方、式（１）の第１係数ＡＬＰＶ及び第２係数ＢＬＰＶはそれぞれ、エンジンのトルク及びエンジンの回転数に応じて変化するから、単一の線形モデルを用いるよりも推定精度が高まる。よって、推定器の演算負荷の抑制と、推定精度の向上とが両立する。尚、エンジンのトルクは、例えば図示有効平均圧力（Indicated Mean Effective Pressure：ＩＭＥＰ）で表してもよい。
By estimating the state in the combustion chamber using the linear parameter fluctuation model of the equation (1), the computational load of the estimator becomes smaller than that using the nonlinear model. On the other hand, since the first coefficient A LPV and the second coefficient B LPV of the equation (1) change according to the torque of the engine and the rotation speed of the engine, the estimation accuracy is higher than that of using a single linear model. Therefore, the calculation load of the estimator can be suppressed and the estimation accuracy can be improved at the same time. The torque of the engine may be expressed by, for example, the indicated Mean Effective Pressure (IMEP).

その結果、コントローラは、精度の高い燃焼室の状態推定に基づいて、状態量設定デバイス、及び、インジェクタを操作することができる。圧縮自己着火エンジンは、燃費の良い安定燃焼を実現する。 As a result, the controller can operate the state quantity setting device and the injector based on the highly accurate state estimation of the combustion chamber. The compression self-ignition engine realizes stable combustion with good fuel economy.

ここに開示する制御装置はまた、サイクル毎に、燃焼室の中の混合気を自己着火によって燃焼させるよう構成されたエンジンと、前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中への新気及び既燃ガスの導入を調整することによって、前記燃焼室の中を所望の状態にするよう構成された状態量設定デバイスと、前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中に供給する燃料を噴射するよう構成されたインジェクタと、前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中の圧力に関するパラメータを検知すると共に、検知信号を出力するよう構成されたセンサと、前記状態量設定デバイス、前記インジェクタ、及び前記センサのそれぞれが接続されると共に、前記状態量設定デバイス及び前記インジェクタに操作信号を出力することによって、前記エンジンを運転するよう構成されたコントローラと、前記コントローラの前記操作信号と前記センサの前記検知信号とを受けかつ、前記燃焼室の中の状態量を推定すると共に、前記コントローラに状態推定信号を出力するよう構成された推定器と、を備える。
そして、前記コントローラは、前記センサの前記検知信号と前記推定器の前記状態推定信号とを受けると共に、前記燃焼室の中の燃焼が、前記エンジンの目標出力に対応した燃焼となるように、前記状態量設定デバイスの操作量及び前記インジェクタの操作量をそれぞれ設定し、前記推定器は、前記式（１）及び式（２）に示す、前記燃焼室の中の状態をモデル化した線形パラメータ変動モデルを用いることによって、前記燃焼室の中の状態量を推定し、前記線形パラメータ変動モデルにおける第１係数Ａ ＬＰＶ 、第２係数Ｂ ＬＰＶ 、及び、第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、前記エンジンのトルクに応じて変化する。
The controls disclosed herein also include an engine configured to self-ignite the air-fuel mixture in the combustion chamber and fresh air and fresh air into the combustion chamber attached to the engine and into the combustion chamber on a cycle-by-cycle basis. By adjusting the introduction of the burnt gas, a state amount setting device configured to bring the inside of the combustion chamber into a desired state and a fuel attached to the engine and supplied into the combustion chamber are injected. The injector configured to detect the parameters related to the pressure in the combustion chamber, the sensor attached to the engine, and the sensor configured to output the detection signal, the state amount setting device, the injector, and the like. And the controller configured to operate the engine by connecting each of the sensors and outputting an operation signal to the state amount setting device and the injector, and the operation signal of the controller and the sensor. It includes an estimator configured to receive the detection signal, estimate the amount of state in the combustion chamber, and output the state estimation signal to the controller.
Then, the controller receives the detection signal of the sensor and the state estimation signal of the estimator, and the combustion in the combustion chamber is the combustion corresponding to the target output of the engine. The operation amount of the state amount setting device and the operation amount of the injector are set respectively, and the estimator uses the linear parameter fluctuations modeled on the states in the combustion chamber shown in the equations (1) and (2). By using the model, the state quantity in the combustion chamber is estimated, and the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV in the linear parameter fluctuation model are the torques of the engine, respectively. It changes according to.

Figure 0006985676
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但し、ｙｋは、現サイクルにおける前記エンジンの出力としての、図示平均有効圧力、及び、最大圧力上昇率（ｄＰ／ｄθ）である。 However, y k is the indicated mean effective pressure and the maximum pressure increase rate (dP / dθ) as the output of the engine in the current cycle.

式（１）（２）を含む線形パラメータ変動モデルを用いることによって、推定器の演算負荷の抑制と、推定精度の向上とが両立し、圧縮自己着火エンジンは、燃費の良い安定燃焼を実現する。 By using a linear parameter fluctuation model including equations (1) and (2), it is possible to suppress the computational load of the estimator and improve the estimation accuracy, and the compression self-ignition engine realizes stable combustion with good fuel economy. ..

前記推定器は、前記線形パラメータ変動モデルを用いた、式（３）に示すカルマンフィルタによって構成され、前記第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び、第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、サイクル毎に、前記エンジンの目標トルクに応じて設定される、としてもよい。 The estimator is configured by a Kalman filter represented by the equation (3) using the linear parameter fluctuation model, and the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV are each cycle-by-cycle. In addition, it may be set according to the target torque of the engine.

Figure 0006985676
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但し、ｇＬＰＶはカルマンゲインである。 However, g LPV is Kalman gain.

カルマンフィルタ（式（３））は、ノイズが存在する条件のもとでの入出力の値から、エンジンの燃焼室の中の状態量（状態変数）を、リアルタイムで推定することができる。式（１）（２）（３）の、第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び、第３係数ＣＬＰＶをそれぞれ、サイクル毎に、エンジンの目標トルクに応じて設定することにより、推定器の演算負荷を小さくしながら、燃焼室の中の状態量の推定精度を高めることができる。尚、エンジンの目標トルクは、例えば目標ＩＭＥＰとしてもよい。 The Kalman filter (Equation (3)) can estimate the state quantity (state variable) in the combustion chamber of the engine in real time from the input / output values under the condition where noise is present. By setting the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV of the equations (1), (2), and (3) for each cycle according to the target torque of the engine. It is possible to improve the estimation accuracy of the state quantity in the combustion chamber while reducing the calculation load of the estimator. The target torque of the engine may be, for example, a target IMEP.

これとは異なり、前記推定器は、前記線形パラメータ変動モデルを用いた、式（４）に示すカルマンフィルタによって構成される、としてもよい。 On the other hand, the estimator may be configured by the Kalman filter represented by the equation (4) using the linear parameter variation model.

Figure 0006985676
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但し、ｆは前記燃焼室の中の状態をモデル化した離散化モデルであり、前記線形パラメータ変動モデルは、前記離散化モデルから得られる。ｇＬＰＶは、前記第１係数ＡＬＰＶ、前記第２係数ＢＬＰＶ、及び、前記第３係数ＣＬＰＶから算出されるカルマンゲインであり、ｇＬＰＶは、サイクル毎に、前記エンジンの目標トルクに応じて設定される。ｙｋは、センサの検出信号に基づき得られるエンジンの実出力である。 However, f is a discretized model that models the state in the combustion chamber, and the linear parameter fluctuation model is obtained from the discretized model. The g LPV is a Kalman gain calculated from the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV , and the g LPV corresponds to the target torque of the engine for each cycle. Is set. y k is the actual output of the engine obtained based on the detection signal of the sensor.

カルマンフィルタの事前推定に、離散化モデルを利用することによって、推定器の演算負荷を比較的小さく抑えながら、推定精度を高くすることができる。カルマンフィルタの事後推定のカルマンゲインｇＬＰＶを、線形パラメータ変動モデルの第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び、第３係数ＣＬＰＶから算出することによって、推定精度を高く維持しながら、当該カルマンゲインを離散化モデルの微分から求める場合よりも大幅に、演算負荷を小さくすることができる。この構成は、推定器の演算負荷を小さくすることと、推定精度を高くすることとを、高いレベルで両立することができる。 By using the discretized model for the pre-estimation of the Kalman filter, it is possible to improve the estimation accuracy while keeping the computational load of the estimator relatively small. By calculating the Kalman gain g LPV of the post-estimation of the Kalman filter from the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV of the linear parameter fluctuation model, the estimation accuracy is maintained high. The computational load can be significantly reduced compared to the case where the Kalman gain is obtained from the differentiation of the discretized model. With this configuration, it is possible to reduce the computational load of the estimator and increase the estimation accuracy at a high level.

前記圧縮自己着火式エンジンの制御装置は、前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中へ導入するガスを過給するよう構成された過給システムを備え、前記第１係数ＡＬＰＶ、前記第２係数ＢＬＰＶ、及び、前記第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、前記エンジンのトルクと過給圧とに応じて変化する、としてもよい。 The control device for the compression self-igniting engine comprises a supercharging system attached to the engine and configured to supercharge the gas to be introduced into the combustion chamber, the first coefficient A LPV , the first coefficient. The two-coefficient B LPV and the third-coefficient C LPV may be changed according to the torque and the supercharging pressure of the engine, respectively.

こうすることで、推定器の演算負荷が大きくなることを回避しながら、過給機付きエンジンにおける、燃焼室の中の状態量、特に、燃焼室の中の温度、及び、燃焼室の中の酸素量の推定精度を高めることができる。 By doing so, while avoiding an increase in the calculation load of the estimator, the amount of state in the combustion chamber in the engine with a supercharger, particularly the temperature in the combustion chamber and the temperature in the combustion chamber. The accuracy of estimating the amount of oxygen can be improved.

前記第１係数ＡＬＰＶ、前記第２係数ＢＬＰＶ、及び、前記第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、前記エンジンの回転数に応じてさらに変化する、としてもよい。 The first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV may be further changed according to the rotation speed of the engine, respectively.

こうすることで、推定器の演算負荷が大きくなることを回避しながら、エンジンの運転領域の広い範囲に亘って、燃焼室の中の状態量の推定精度を高めることができる。 By doing so, it is possible to improve the estimation accuracy of the state quantity in the combustion chamber over a wide range of the operating area of the engine while avoiding an increase in the calculation load of the estimator.

前記第１係数ＡＬＰＶ、前記第２係数ＢＬＰＶ、及び、前記第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、一次の関数式、又は、二次の関数式によって表される、としてもよい。 The first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV may be represented by a linear function expression or a quadratic function expression, respectively.

線形パラメータ変動モデルの第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び、第３係数ＣＬＰＶを、連続的な関数とすることによって、推定器の演算負荷を小さくすることと、推定精度を高くすることとが両立する。 By making the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV of the linear parameter fluctuation model a continuous function, the computational load of the estimator is reduced and the estimation accuracy is increased. It is compatible with what you do.

前記コントローラは、フィードバック制御器を有し、前記フィードバック制御器は、前記エンジンの目標出力と前記センサの前記検知信号に基づく前記エンジンの出力との偏差、及び、前記推定器の前記状態推定信号を受けると共に、フィードバック操作量ｕＦＢ，ｋを出力し、前記フィードバック制御器の制御則は、式（５）である、としてもよい。 The controller has a feedback controller, which measures the deviation between the target output of the engine and the output of the engine based on the detection signal of the sensor, and the state estimation signal of the estimator. Upon receiving the feedback, the feedback operation amounts u FB and k may be output, and the control rule of the feedback controller may be the equation (5).

Figure 0006985676
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但し、ｘｉ,ｋは、前記偏差の累積項である。ＫＬＰＶは、フィードバックゲインである。 However, x i and k are cumulative terms of the deviation. K LPV is the feedback gain.

エンジンの目標出力とエンジンの実出力との偏差に加えて、推定器が推定をした燃焼室の中の状態量に基づいてフィードバック操作量を決定することにより、コントローラの制御性能を向上させることができる。 In addition to the deviation between the target output of the engine and the actual output of the engine, the control performance of the controller can be improved by determining the feedback operation amount based on the state amount in the combustion chamber estimated by the estimator. can.

前記フィードバックゲインＫＬＰＶは、前記式（１）及び式（２）の線形パラメータ変動モデルに基づいて設定されると共に、前記フィードバックゲインＫＬＰＶは、サイクル毎に、前記エンジンの目標トルクに応じて設定される、としてもよい。 The feedback gain K LPV is set based on the linear parameter fluctuation models of the equations (1) and (2), and the feedback gain K LPV is set for each cycle according to the target torque of the engine. May be done.

本願発明者等の検討によると、式（１）（２）の線形パラメータ変動モデルから、エンジンの目標出力とエンジンの実出力との偏差を補正するためのフィードバックゲインの最適値、及び、状態量の差を補正するためのフィードバックゲインの最適値を求めることができる。フィードバックゲインは、エンジンの目標トルクに応じて変化する。これにより、コントローラの制御性能が向上する。 According to the study by the inventors of the present application, the optimum value of the feedback gain for correcting the deviation between the target output of the engine and the actual output of the engine from the linear parameter fluctuation model of the equations (1) and (2), and the state quantity. The optimum value of the feedback gain for correcting the difference between the two can be obtained. The feedback gain changes according to the target torque of the engine. This improves the control performance of the controller.

前記コントローラはさらに、フィードフォワード制御器を有し、前記フィードフォワード制御器は、前記目標出力と、前記推定器の前記状態推定信号とを受けると共に、フィードフォワード操作量を出力するよう構成されている、としてもよい。 The controller further comprises a feedforward controller, which is configured to receive the target output and the state estimation signal of the estimator and output a feedforward manipulated variable. , May be.

フィードバック制御器とフィードフォワード制御器とを組み合わせることによって、コントローラの制御性能が向上する。 By combining the feedback controller and the feedforward controller, the control performance of the controller is improved.

以上説明したように、前記の圧縮自己着火式エンジンの制御装置によると、燃焼室の中の状態量の推定を、比較的小さい演算負荷でかつ、比較的高い精度で行うことができる。コントローラが、精度の高い燃焼室の状態推定に基づいて、状態量設定デバイス、及び、インジェクタを操作することによって、圧縮自己着火エンジンは、燃費の良い安定燃焼を実現する。 As described above, according to the control device of the compression self-ignition engine, the state quantity in the combustion chamber can be estimated with a relatively small calculation load and with relatively high accuracy. The compression self-ignition engine realizes stable combustion with good fuel consumption by operating the state quantity setting device and the injector based on the highly accurate estimation of the state of the combustion chamber by the controller.

図１は、圧縮自己着火式エンジンの構成を例示する図である。FIG. 1 is a diagram illustrating the configuration of a compression self-ignition engine. 図２は、圧縮自己着火式エンジンの制御装置の構成を例示するブロック図である。FIG. 2 is a block diagram illustrating a configuration of a control device for a compression self-ignition engine. 図３は、コントローラの構成を例示するブロック図である。FIG. 3 is a block diagram illustrating the configuration of the controller. 図４は、線形モデルの係数決定手順を例示するフローチャートである。FIG. 4 is a flowchart illustrating the procedure for determining the coefficient of the linear model. 図５は、モデルの構築に係る定常セット点を例示する図である。FIG. 5 is a diagram illustrating steady-state set points related to the construction of a model. 図６は、燃焼室の中の状態量を推定する手順を例示するフローチャートである。FIG. 6 is a flowchart illustrating a procedure for estimating a state quantity in a combustion chamber. 図７は、第１係数の各要素の特性を例示する図である。FIG. 7 is a diagram illustrating the characteristics of each element of the first coefficient. 図８は、第２係数の各要素の特性を例示する図である。FIG. 8 is a diagram illustrating the characteristics of each element of the second coefficient. 図９は、第３係数の各要素の特性を例示する図である。FIG. 9 is a diagram illustrating the characteristics of each element of the third coefficient. 図１０は、フィードバックゲインの各要素の特性を例示する図である。FIG. 10 is a diagram illustrating the characteristics of each element of the feedback gain. 図１１は、離散化モデルの離散点と、吸気弁及び排気弁のバルブタイミングとを例示する図である。FIG. 11 is a diagram illustrating the discrete points of the discretized model and the valve timings of the intake valve and the exhaust valve.

以下、圧縮自己着火式エンジンの燃焼制御装置の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。以下の説明は、圧縮自己着火式エンジンの制御装置の一例である。図１は、圧縮自己着火式エンジンの構成を例示する図である。図２は、圧縮自己着火式エンジンの制御装置の構成を例示するブロック図である。 Hereinafter, embodiments of the combustion control device of the compression self-ignition engine will be described in detail with reference to the drawings. The following description is an example of a control device for a compression self-igniting engine. FIG. 1 is a diagram illustrating the configuration of a compression self-ignition engine. FIG. 2 is a block diagram illustrating a configuration of a control device for a compression self-ignition engine.

エンジン１は、四輪の自動車に搭載される。エンジン１が運転することによって、自動車は走行する。エンジン１の燃料は、この構成例においてはガソリンである。燃料は、バイオエタノール等を含むガソリンであってもよい。エンジン１の燃料は、少なくともガソリンを含む液体燃料であれば、どのような燃料であってもよい。 The engine 1 is mounted on a four-wheeled vehicle. By driving the engine 1, the automobile runs. The fuel of the engine 1 is gasoline in this configuration example. The fuel may be gasoline containing bioethanol or the like. The fuel of the engine 1 may be any fuel as long as it is at least a liquid fuel containing gasoline.

（エンジンの構成）
エンジン１は、シリンダブロック１２と、その上に載置されるシリンダヘッド１３とを備えている。シリンダブロック１２の内部に複数のシリンダ１１が形成されている。図１では、１つのシリンダ１１のみを示す。エンジン１は、多気筒エンジンである。 (Engine configuration)
The engine 1 includes a cylinder block 12 and a cylinder head 13 mounted on the cylinder block 12. A plurality of cylinders 11 are formed inside the cylinder block 12. FIG. 1 shows only one cylinder 11. The engine 1 is a multi-cylinder engine.

各シリンダ１１内には、ピストン３が摺動自在に内挿されている。ピストン３は、コネクティングロッド１４を介してクランクシャフト１５に連結されている。ピストン３は、シリンダ１１及びシリンダヘッド１３と共に燃焼室１７を形成する。尚、「燃焼室」は、ピストン３が圧縮上死点に至ったときに形成される空間の意味に限定されない。「燃焼室」の語は広義で用いる場合がある。つまり、「燃焼室」は、ピストン３の位置に関わらず、ピストン３、シリンダ１１及びシリンダヘッド１３によって形成される空間を意味する場合がある。詳細な図示は省略するが、ピストン３の上面には、キャビティが形成されている。また、シリンダヘッド１３の下面、つまり、燃焼室１７の天井面は、二つの傾斜面によって構成されている。燃焼室１７は、いわゆるペントルーフ形状である。 A piston 3 is slidably inserted in each cylinder 11. The piston 3 is connected to the crankshaft 15 via a connecting rod 14. The piston 3 forms a combustion chamber 17 together with the cylinder 11 and the cylinder head 13. The "combustion chamber" is not limited to the meaning of the space formed when the piston 3 reaches the compression top dead center. The term "combustion chamber" may be used in a broad sense. That is, the "combustion chamber" may mean the space formed by the piston 3, the cylinder 11 and the cylinder head 13 regardless of the position of the piston 3. Although detailed illustration is omitted, a cavity is formed on the upper surface of the piston 3. Further, the lower surface of the cylinder head 13, that is, the ceiling surface of the combustion chamber 17, is composed of two inclined surfaces. The combustion chamber 17 has a so-called pent roof shape.

エンジン１の幾何学的圧縮比は、理論熱効率の向上や、後述するＣＩ（Compression Ignition）燃焼の安定化を目的として高く設定されている。具体的に、エンジン１の幾何学的圧縮比は、１７以上である。幾何学的圧縮比は、例えば１８としてもよい。幾何学的圧縮比は、１７以上２０以下の範囲で、適宜設定すればよい。 The geometric compression ratio of the engine 1 is set high for the purpose of improving the theoretical thermal efficiency and stabilizing the CI (Compression Ignition) combustion described later. Specifically, the geometric compression ratio of the engine 1 is 17 or more. The geometric compression ratio may be 18, for example. The geometric compression ratio may be appropriately set in the range of 17 or more and 20 or less.

シリンダヘッド１３には、シリンダ１１毎に、２つの吸気ポート１８が形成されている（尚、図１では一つの吸気ポート１８のみ示している）。吸気ポート１８は、燃焼室１７に連通している。吸気ポート１８には、吸気弁２１が配設されている。吸気弁２１は、燃焼室１７と吸気ポート１８との間を開閉する。吸気動弁機構は、所定のタイミングで、吸気弁２１を開閉する。吸気動弁機構は、この構成例では、図２に示すように、可変動弁システムとしての吸気Ｓ-ＶＴ（Sequential-Valve Timing）２３１を有している。吸気Ｓ-ＶＴ２３１は、吸気カムシャフトの回転位相を所定の角度範囲内で連続的に変更するよう構成されている。吸気弁２１の開弁時期及び閉弁時期は、連続的に変化する。尚、吸気Ｓ-ＶＴ２３１は、例えば電動式や、液圧式とすればよい。 The cylinder head 13 is formed with two intake ports 18 for each cylinder 11 (note that only one intake port 18 is shown in FIG. 1). The intake port 18 communicates with the combustion chamber 17. An intake valve 21 is provided at the intake port 18. The intake valve 21 opens and closes between the combustion chamber 17 and the intake port 18. The intake valve mechanism opens and closes the intake valve 21 at a predetermined timing. In this configuration example, the intake valve mechanism has an intake S-VT (Sequential-Valve Timing) 231 as a variable valve system, as shown in FIG. The intake S-VT231 is configured to continuously change the rotational phase of the intake camshaft within a predetermined angular range. The valve opening timing and valve closing timing of the intake valve 21 change continuously. The intake S-VT231 may be, for example, an electric type or a hydraulic type.

吸気動弁機構はまた、この構成例では、図２に示すように、可変動弁システムとしての吸気ＣＶＶＬ（Continuously Variable Valve Lift）２３２を有している。吸気ＣＶＶＬ２３２は、吸気弁２１のリフト量を、所定の範囲内で連続的に変更するよう構成されている。尚、吸気ＣＶＶＬ２３２の構成は、公知の構成を適宜採用すればよい。吸気ＣＶＶＬ２３２の構成は、任意である。 The intake valve mechanism also has an intake CVVL (Continuously Variable Valve Lift) 232 as a variable valve system in this configuration example, as shown in FIG. The intake CVVL232 is configured to continuously change the lift amount of the intake valve 21 within a predetermined range. As the configuration of the intake CVVL232, a known configuration may be appropriately adopted. The configuration of the intake CVVL232 is arbitrary.

シリンダヘッド１３にはまた、シリンダ１１毎に、２つの排気ポート１９が形成されている（尚、図１では一つの排気ポート１９のみ示している）。排気ポート１９は、燃焼室１７に連通している。排気ポート１９には、排気弁２２が配設されている。排気弁２２は、燃焼室１７と排気ポート１９との間を開閉する。排気動弁機構は、所定のタイミングで、排気弁２２を開閉する。排気動弁機構は、この構成例では、図２に示すように、可変動弁システムとしての排気Ｓ-ＶＴ２４１を有している。排気Ｓ-ＶＴ２４１は、排気カムシャフトの回転位相を所定の角度範囲内で連続的に変更するよう構成されている。排気弁２２の開弁時期及び閉弁時期は、連続的に変化する。尚、排気Ｓ-ＶＴ２４１は、電動式や、液圧式とすればよい。 The cylinder head 13 is also formed with two exhaust ports 19 for each cylinder 11 (note that only one exhaust port 19 is shown in FIG. 1). The exhaust port 19 communicates with the combustion chamber 17. An exhaust valve 22 is provided at the exhaust port 19. The exhaust valve 22 opens and closes between the combustion chamber 17 and the exhaust port 19. The exhaust valve mechanism opens and closes the exhaust valve 22 at a predetermined timing. In this configuration example, the exhaust valve mechanism has an exhaust S-VT241 as a variable valve system, as shown in FIG. The exhaust S-VT241 is configured to continuously change the rotational phase of the exhaust camshaft within a predetermined angular range. The valve opening timing and valve closing timing of the exhaust valve 22 change continuously. The exhaust S-VT241 may be an electric type or a hydraulic type.

排気動弁機構はまた、この構成例では、図２に示すように、可変動弁システムとしてのＩＤＥＶＡ２４２を有している。ＩＤＥＶＡ２４２は、図示は省略するが、排気弁２２を、第１のカム部及び第２のカム部のいずれか一方によって開弁することにより、排気弁２２のリフト量を変更するよう構成されている。第１のカム部のカムプロフィールは、図示は省略するが、クランク角の進行に対して、排気弁２２のリフト量が、ゼロから次第に増えて最大リフト量に至ると共に、その後、リフト量が次第に減ってゼロに至るような、一つのカム山を有している。これに対し、第２のカム部のカムプロフィールは、図１１に例示するように、大リフト部と小リフト部との二つのカム山を有している。大リフト部は、クランク角の進行に対して、排気弁のリフト量がゼロから次第に増えて最大リフト量に至ると共に、その後、リフト量が次第に減る部分である。大リフト部は、排気行程において排気弁２２を開弁する第１のカム山である。小リフト部（排気再開弁）は、大リフト部の後で、排気弁２２のリフト量を再び大きくした後、リフト量が次第に減ってゼロへと至る部分である。小リフト部は、吸気行程において排気弁２２を開弁する第２のカム山である。 The exhaust valve mechanism also has an IDEVA 242 as a variable valve system in this configuration example, as shown in FIG. Although not shown, the IDEVA 242 is configured to change the lift amount of the exhaust valve 22 by opening the exhaust valve 22 by either the first cam portion or the second cam portion. .. Although not shown in the cam profile of the first cam portion, the lift amount of the exhaust valve 22 gradually increases from zero to the maximum lift amount as the crank angle progresses, and then the lift amount gradually increases. It has one cam mountain that decreases to zero. On the other hand, the cam profile of the second cam portion has two cam ridges, a large lift portion and a small lift portion, as illustrated in FIG. The large lift portion is a portion where the lift amount of the exhaust valve gradually increases from zero to the maximum lift amount as the crank angle progresses, and then the lift amount gradually decreases. The large lift portion is a first cam ridge that opens the exhaust valve 22 in the exhaust stroke. The small lift portion (exhaust resumption valve) is a portion where the lift amount of the exhaust valve 22 is gradually increased to zero after the large lift portion is followed by increasing the lift amount of the exhaust valve 22 again. The small lift portion is a second cam ridge that opens the exhaust valve 22 in the intake stroke.

このエンジン１は、吸気動弁機構及び排気動弁機構によって、吸気弁２１の開弁時期と排気弁２２の閉弁時期とに係るオーバーラップ期間の長さを調整する。このことによって、エンジン１の運転状態に応じて、燃焼室１７の中の既燃ガスを掃気したり、燃焼室１７の中に熱い既燃ガスを閉じ込めたり（つまり、内部ＥＧＲガスを燃焼室１７の中に導入したり）する。また、このエンジン１は、所定の運転状態にあるときに、排気動弁機構によって、排気弁２２を吸気行程において開弁する。このことによって、内部ＥＧＲガスを燃焼室１７の中に導入する。吸気動弁機構及び排気動弁機構は、状態量設定デバイスの一例である。 The engine 1 adjusts the length of the overlap period related to the valve opening timing of the intake valve 21 and the valve closing timing of the exhaust valve 22 by the intake valve mechanism and the exhaust valve mechanism. As a result, depending on the operating state of the engine 1, the burned gas in the combustion chamber 17 may be scavenged, or the hot burned gas may be trapped in the combustion chamber 17 (that is, the internal EGR gas may be trapped in the combustion chamber 17). Introduced in). Further, when the engine 1 is in a predetermined operating state, the exhaust valve 22 is opened in the intake stroke by the exhaust valve mechanism. This introduces the internal EGR gas into the combustion chamber 17. The intake valve mechanism and the exhaust valve mechanism are examples of state quantity setting devices.

シリンダヘッド１３には、シリンダ１１毎に、インジェクタ６が取り付けられている。インジェクタ６は、燃焼室１７の中に燃料を直接噴射するよう構成されている。インジェクタ６は、その中心軸が、シリンダ１１の中心軸に沿うように配設されている。インジェクタ６は、キャビティに対向している。尚、インジェクタ６の中心軸は、シリンダ１１の中心軸とずれていてもよい。 An injector 6 is attached to the cylinder head 13 for each cylinder 11. The injector 6 is configured to inject fuel directly into the combustion chamber 17. The injector 6 is arranged so that its central axis is along the central axis of the cylinder 11. The injector 6 faces the cavity. The central axis of the injector 6 may be deviated from the central axis of the cylinder 11.

インジェクタ６は、詳細な図示は省略するが、複数の噴口を有する多噴口型の燃料噴射弁によって構成されている。インジェクタ６は、燃料噴霧が、燃焼室１７の中央から放射状に広がるように燃料を噴射する。 Although detailed illustration is omitted, the injector 6 is composed of a multi-injection type fuel injection valve having a plurality of injection ports. The injector 6 injects fuel so that the fuel spray spreads radially from the center of the combustion chamber 17.

尚、インジェクタ６は、多噴口型のインジェクタに限らない。インジェクタ６は、外開弁タイプのインジェクタを採用してもよい。 The injector 6 is not limited to the multi-injection type injector. As the injector 6, an external valve opening type injector may be adopted.

インジェクタ６には、燃料供給システム６１が接続されている。燃料供給システム６１は、燃料を貯留するよう構成された燃料タンク６３と、燃料タンク６３とインジェクタ６とを互いに連結する燃料供給路６２とを備えている。燃料供給路６２には、燃料ポンプ６５とコモンレール６４とが介設している。燃料ポンプ６５は、コモンレール６４に燃料を圧送する。燃料ポンプ６５は、この構成例においては、クランクシャフト１５によって駆動されるプランジャー式のポンプである。コモンレール６４は、燃料ポンプ６５から圧送された燃料を、高い燃料圧力で蓄えるよう構成されている。インジェクタ６が開弁すると、コモンレール６４に蓄えられていた燃料が、インジェクタ６の噴口から燃焼室１７の中に噴射される。燃料供給システム６１は、３０ＭＰａ以上の高い圧力の燃料を、インジェクタ６に供給することが可能に構成されている。燃料供給システム６１の最高燃料圧力は、例えば１２０ＭＰａ程度にしてもよい。インジェクタ６に供給する燃料の圧力は、エンジン１の運転状態に応じて変更してもよい。尚、燃料供給システム６１の構成は、前記の構成に限定されない。 A fuel supply system 61 is connected to the injector 6. The fuel supply system 61 includes a fuel tank 63 configured to store fuel, and a fuel supply path 62 that connects the fuel tank 63 and the injector 6 to each other. A fuel pump 65 and a common rail 64 are interposed in the fuel supply path 62. The fuel pump 65 pumps fuel to the common rail 64. In this configuration example, the fuel pump 65 is a plunger type pump driven by a crankshaft 15. The common rail 64 is configured to store the fuel pumped from the fuel pump 65 at a high fuel pressure. When the injector 6 opens, the fuel stored in the common rail 64 is injected into the combustion chamber 17 from the injection port of the injector 6. The fuel supply system 61 is configured to be able to supply fuel having a high pressure of 30 MPa or more to the injector 6. The maximum fuel pressure of the fuel supply system 61 may be, for example, about 120 MPa. The pressure of the fuel supplied to the injector 6 may be changed according to the operating state of the engine 1. The configuration of the fuel supply system 61 is not limited to the above configuration.

シリンダヘッド１３には、シリンダ１１毎に、点火プラグ２５が取り付けられている。点火プラグ２５は、燃焼室１７の中の混合気に強制的に点火をする。点火プラグ２５は、この構成例では、シリンダ１１の中心軸を挟んだ吸気側に配設されている。点火プラグ２５は、インジェクタ６に隣接している。点火プラグ２５は、２つの吸気ポート１８の間に位置している。点火プラグ２５は、上方から下方に向かって、燃焼室１７の中央に近づく方向に傾いて、シリンダヘッド１３に取り付けられている。詳細な図示は省略するが、点火プラグ２５の電極は、燃焼室１７の中に臨んでかつ、燃焼室１７の天井面の付近に位置している。 A spark plug 25 is attached to the cylinder head 13 for each cylinder 11. The spark plug 25 forcibly ignites the air-fuel mixture in the combustion chamber 17. In this configuration example, the spark plug 25 is arranged on the intake side of the cylinder 11 with the central axis interposed therebetween. The spark plug 25 is adjacent to the injector 6. The spark plug 25 is located between the two intake ports 18. The spark plug 25 is attached to the cylinder head 13 so as to be inclined from above to below toward the center of the combustion chamber 17. Although detailed illustration is omitted, the electrode of the spark plug 25 faces the inside of the combustion chamber 17 and is located near the ceiling surface of the combustion chamber 17.

エンジン１の一側面には吸気通路４０が接続されている。吸気通路４０は、各シリンダ１１の吸気ポート１８に連通している。吸気通路４０は、燃焼室１７に導入するガスが流れる通路である。吸気通路４０の上流端部には、新気を濾過するエアクリーナー４１が配設されている。吸気通路４０の下流端近傍には、サージタンク４２が配設されている。サージタンク４２よりも下流の吸気通路４０は、詳細な図示は省略するが、シリンダ１１毎に分岐する独立通路を構成している。独立通路の下流端が、各シリンダ１１の吸気ポート１８に接続されている。 An intake passage 40 is connected to one side surface of the engine 1. The intake passage 40 communicates with the intake port 18 of each cylinder 11. The intake passage 40 is a passage through which the gas introduced into the combustion chamber 17 flows. An air cleaner 41 for filtering fresh air is disposed at the upstream end of the intake passage 40. A surge tank 42 is arranged near the downstream end of the intake passage 40. The intake passage 40 downstream of the surge tank 42 constitutes an independent passage that branches for each cylinder 11, although detailed illustration is omitted. The downstream end of the independent passage is connected to the intake port 18 of each cylinder 11.

吸気通路４０におけるエアクリーナー４１とサージタンク４２との間には、スロットル弁４３が配設されている。スロットル弁４３は、弁の開度を調整することによって、燃焼室１７の中への新気の導入量を調整するよう構成されている。スロットル弁４３は、状態量設定デバイスの一例である。 A throttle valve 43 is arranged between the air cleaner 41 and the surge tank 42 in the intake passage 40. The throttle valve 43 is configured to adjust the amount of fresh air introduced into the combustion chamber 17 by adjusting the opening degree of the valve. The throttle valve 43 is an example of a state quantity setting device.

吸気通路４０にはまた、スロットル弁４３の下流に、過給機４４が配設されている。過給機４４は、燃焼室１７に導入する吸気を過給するよう構成されている。この構成例において、過給機４４は、エンジン１によって駆動される機械式の過給機である。機械式の過給機４４は、例えばルーツ式としてもよい。機械式の過給機４４の構成はどのような構成であってもよい。機械式の過給機４４は、リショルム式や遠心式であってもよい。 The intake passage 40 is also provided with a supercharger 44 downstream of the throttle valve 43. The supercharger 44 is configured to supercharge the intake air introduced into the combustion chamber 17. In this configuration example, the turbocharger 44 is a mechanical turbocharger driven by the engine 1. The mechanical turbocharger 44 may be, for example, a roots type. The configuration of the mechanical turbocharger 44 may be any configuration. The mechanical turbocharger 44 may be a Rishorum type or a centrifugal type.

過給機４４とエンジン１との間には、電磁クラッチ４５が介設している。電磁クラッチ４５は、過給機４４とエンジン１との間で、エンジン１から過給機４４へ駆動力を伝達したり、駆動力の伝達を遮断したりする。後述するように、ＥＣＵ１０が電磁クラッチ４５の遮断及び接続を切り替えることによって、過給機４４はオンとオフとが切り替わる。つまり、このエンジン１は、過給機４４が、燃焼室１７に導入するガスを過給することと、過給機４４が、燃焼室１７に導入するガスを過給しないこととを切り替えることができるよう構成されている。 An electromagnetic clutch 45 is interposed between the supercharger 44 and the engine 1. The electromagnetic clutch 45 transmits a driving force from the engine 1 to the supercharger 44 or cuts off the transmission of the driving force between the supercharger 44 and the engine 1. As will be described later, the turbocharger 44 is switched on and off by switching the shutoff and connection of the electromagnetic clutch 45 by the ECU 10. That is, the engine 1 can switch between supercharging the gas introduced into the combustion chamber 17 by the supercharger 44 and not supercharging the gas introduced into the combustion chamber 17 by the supercharger 44. It is configured so that it can be done.

尚、機械式の過給機４４に代えて、又は、機械式の過給機４４に加えて、排気エネルギーによって運転するターボ過給機をエンジン１に取り付けてもよい。 Instead of the mechanical turbocharger 44, or in addition to the mechanical turbocharger 44, a turbocharger operated by exhaust energy may be attached to the engine 1.

吸気通路４０における過給機４４の下流には、インタークーラー４６が配設されている。インタークーラー４６は、過給機４４において圧縮されたガスを冷却するよう構成されている。インタークーラー４６は、例えば水冷式に構成すればよい。 An intercooler 46 is arranged downstream of the supercharger 44 in the intake passage 40. The intercooler 46 is configured to cool the compressed gas in the turbocharger 44. The intercooler 46 may be configured to be water-cooled, for example.

吸気通路４０には、バイパス通路４７が接続されている。バイパス通路４７は、過給機４４及びインタークーラー４６をバイパスするよう、吸気通路４０における過給機４４の上流部とインタークーラー４６の下流部とを互いに接続する。バイパス通路４７には、エアバイパス弁４８が配設されている。エアバイパス弁４８は、バイパス通路４７を流れるガスの流量を調整する。 A bypass passage 47 is connected to the intake passage 40. The bypass passage 47 connects the upstream portion of the supercharger 44 and the downstream portion of the intercooler 46 in the intake passage 40 to each other so as to bypass the supercharger 44 and the intercooler 46. An air bypass valve 48 is provided in the bypass passage 47. The air bypass valve 48 adjusts the flow rate of the gas flowing through the bypass passage 47.

過給機４４をオフにしたとき（つまり、電磁クラッチ４５を遮断したとき）には、エアバイパス弁４８を全開にする。これにより、吸気通路４０を流れるガスは、過給機４４をバイパスして、エンジン１の燃焼室１７に導入される。エンジン１は、非過給の状態、つまり自然吸気の状態で運転する。 When the supercharger 44 is turned off (that is, when the electromagnetic clutch 45 is disengaged), the air bypass valve 48 is fully opened. As a result, the gas flowing through the intake passage 40 bypasses the supercharger 44 and is introduced into the combustion chamber 17 of the engine 1. The engine 1 operates in a non-supercharged state, that is, in a naturally aspirated state.

過給機４４をオンにしたとき（つまり、電磁クラッチ４５を接続したとき）には、過給機４４を通過したガスの一部は、バイパス通路４７を通って過給機の上流に逆流する。エアバイパス弁４８の開度を調整することによって、逆流量を調整することができるから、燃焼室１７に導入するガスの過給圧を調整することができる。この構成例においては、過給機４４と電磁クラッチ４５とバイパス通路４７とエアバイパス弁４８とによって、過給システム４９が構成されている。 When the turbocharger 44 is turned on (that is, when the electromagnetic clutch 45 is connected), a part of the gas that has passed through the turbocharger 44 flows back to the upstream of the turbocharger through the bypass passage 47. .. Since the reverse flow rate can be adjusted by adjusting the opening degree of the air bypass valve 48, the boost pressure of the gas introduced into the combustion chamber 17 can be adjusted. In this configuration example, the supercharging system 49 is configured by the supercharger 44, the electromagnetic clutch 45, the bypass passage 47, and the air bypass valve 48.

エンジン１の他側面には、排気通路５０が接続されている。排気通路５０は、各シリンダ１１の排気ポート１９に連通している。排気通路５０は、燃焼室１７から排出された排気ガスが流れる通路である。排気通路５０の上流部分は、詳細な図示は省略するが、シリンダ１１毎に分岐する独立通路を構成している。独立通路の上流端が、各シリンダ１１の排気ポート１９に接続されている。排気通路５０には、１つ以上の触媒コンバーター５１を有する排気ガス浄化システムが配設されている。触媒コンバーター５１は、三元触媒を含んで構成されている。尚、排気ガス浄化システムは、三元触媒のみを含むものに限らない。 An exhaust passage 50 is connected to the other side surface of the engine 1. The exhaust passage 50 communicates with the exhaust port 19 of each cylinder 11. The exhaust passage 50 is a passage through which the exhaust gas discharged from the combustion chamber 17 flows. Although not shown in detail, the upstream portion of the exhaust passage 50 constitutes an independent passage that branches for each cylinder 11. The upstream end of the independent passage is connected to the exhaust port 19 of each cylinder 11. The exhaust passage 50 is provided with an exhaust gas purification system having one or more catalytic converters 51. The catalyst converter 51 includes a three-way catalyst. The exhaust gas purification system is not limited to the one including only the three-way catalyst.

吸気通路４０と排気通路５０との間には、外部ＥＧＲシステムを構成するＥＧＲ通路５２が接続されている。ＥＧＲ通路５２は、既燃ガスの一部を吸気通路４０に還流させるための通路である。ＥＧＲ通路５２の上流端は、排気通路５０における触媒コンバーター５１の上流に接続されている。ＥＧＲ通路５２の下流端は、吸気通路４０におけるエアクリーナー４１と過給機４４との間の吸気通路に接続されている。 An EGR passage 52 constituting an external EGR system is connected between the intake passage 40 and the exhaust passage 50. The EGR passage 52 is a passage for returning a part of the burned gas to the intake passage 40. The upstream end of the EGR passage 52 is connected to the upstream of the catalytic converter 51 in the exhaust passage 50. The downstream end of the EGR passage 52 is connected to the intake passage between the air cleaner 41 and the turbocharger 44 in the intake passage 40.

ＥＧＲ通路５２には、水冷式のＥＧＲクーラー５３が配設されている。ＥＧＲクーラー５３は、既燃ガスを冷却するよう構成されている。ＥＧＲ通路５２にはまた、ＥＧＲ弁５４が配設されている。ＥＧＲ弁５４は、ＥＧＲ通路５２を流れる既燃ガスの流量を調整するよう構成されている。ＥＧＲ弁５４の開度を調整することによって、冷却した既燃ガス、つまり外部ＥＧＲガスの還流量を調整することができる。 A water-cooled EGR cooler 53 is provided in the EGR passage 52. The EGR cooler 53 is configured to cool the burnt gas. The EGR passage 52 is also provided with an EGR valve 54. The EGR valve 54 is configured to regulate the flow rate of the burnt gas flowing through the EGR passage 52. By adjusting the opening degree of the EGR valve 54, the recirculation amount of the cooled burnt gas, that is, the external EGR gas can be adjusted.

この構成例において、ＥＧＲシステム５５は、ＥＧＲ通路５２及びＥＧＲ弁５４を含んで構成されている外部ＥＧＲシステムと、前述した吸気動弁機構及び排気動弁機構を含んで構成されている内部ＥＧＲシステムとによって構成されている。ＥＧＲシステム５５は、状態量設定デバイスの一例である。 In this configuration example, the EGR system 55 includes an external EGR system including an EGR passage 52 and an EGR valve 54, and an internal EGR system including the above-mentioned intake valve mechanism and exhaust valve mechanism. It is composed of and. The EGR system 55 is an example of a state quantity setting device.

圧縮自己着火式エンジンの制御装置は、図２に示すように、エンジン１を運転するためのＥＣＵ（Engine Control Unit）１０を備えている。ＥＣＵ１０は、周知のマイクロコンピュータをベースとするコントローラであって、プログラムを実行する中央演算処理装置（Central Processing Unit：ＣＰＵ）１０１と、例えばＲＡＭ（Random Access Memory）やＲＯＭ（Read Only Memory）により構成されてプログラム及びデータを格納するメモリ１０２と、電気信号の入出力をする入出力バス１０３と、を備えている。ＥＣＵ１０は、コントローラの一例である。 As shown in FIG. 2, the control device of the compression self-ignition type engine includes an ECU (Engine Control Unit) 10 for operating the engine 1. The ECU 10 is a controller based on a well-known microcomputer, and is composed of a central processing unit (CPU) 101 for executing a program, and, for example, a RAM (Random Access Memory) or a ROM (Read Only Memory). It is provided with a memory 102 for storing programs and data, and an input / output bus 103 for inputting / outputting electric signals. The ECU 10 is an example of a controller.

ＥＣＵ１０には、図１及び図２に示すように、各種のセンサＳＷ１〜ＳＷ１６が接続されている。センサＳＷ１〜ＳＷ１６は、検知信号をＥＣＵ１０に出力する。センサには、以下のセンサが含まれる。 As shown in FIGS. 1 and 2, various sensors SW1 to SW16 are connected to the ECU 10. The sensors SW1 to SW16 output a detection signal to the ECU 10. The sensors include the following sensors.

すなわち、吸気通路４０におけるエアクリーナー４１の下流に配置されかつ、吸気通路４０を流れる新気の流量を検知するエアフローセンサＳＷ１、及び、新気の温度を検知する第１吸気温度センサＳＷ２、吸気通路４０における過給機４４の上流に配置されかつ、過給機４４に流入するガスの圧力を検知する第１圧力センサＳＷ３、吸気通路４０における過給機４４の下流でかつ、バイパス通路４７の接続位置よりも上流に配置されかつ、過給機４４から流出したガスの温度を検知する第２吸気温度センサＳＷ４、サージタンク４２に取り付けられかつ、過給機４４の下流のガスの圧力を検知する第２圧力センサＳＷ５、各シリンダ１１に対応してシリンダヘッド１３に取り付けられかつ、各燃焼室１７内の圧力を検知する指圧センサＳＷ６、排気通路５０に配置されかつ、燃焼室１７から排出した排気ガスの温度を検知する排気温度センサＳＷ７、排気通路５０における触媒コンバーター５１の上流に配置されかつ、排気ガス中の酸素濃度を検知するリニアＯ２センサＳＷ８、排気通路５０における触媒コンバーター５１の下流に配置されかつ、排気ガス中の酸素濃度を検知するラムダＯ２センサＳＷ９、エンジン１に取り付けられかつ、冷却水の温度を検知する水温センサＳＷ１０、エンジン１に取り付けられかつ、クランクシャフト１５の回転角を検知するクランク角センサＳＷ１１、アクセルペダル機構に取り付けられかつ、アクセルペダルの操作量に対応したアクセル開度を検知するアクセル開度センサＳＷ１２、エンジン１に取り付けられかつ、吸気カムシャフトの回転角を検知する吸気カム角センサＳＷ１３、エンジン１に取り付けられかつ、排気カムシャフトの回転角を検知する排気カム角センサＳＷ１４、ＥＧＲ通路５２に配置されかつ、ＥＧＲ弁５４の上流及び下流の差圧を検知するＥＧＲ差圧センサＳＷ１５、並びに、燃料供給システム６１のコモンレール６４に取り付けられかつ、インジェクタ６に供給する燃料の圧力を検知する燃圧センサＳＷ１６である。 That is, the air flow sensor SW1 located downstream of the air cleaner 41 in the intake passage 40 and detecting the flow rate of fresh air flowing through the intake passage 40, the first intake temperature sensor SW2 for detecting the temperature of the fresh air, and the intake passage. The first pressure sensor SW3 located upstream of the turbocharger 44 in 40 and detecting the pressure of the gas flowing into the supercharger 44, downstream of the supercharger 44 in the intake passage 40, and the connection of the bypass passage 47. The second intake air temperature sensor SW4, which is located upstream of the position and detects the temperature of the gas flowing out from the turbocharger 44, is attached to the surge tank 42 and detects the pressure of the gas downstream of the turbocharger 44. The second pressure sensor SW5, the finger pressure sensor SW6 attached to the cylinder head 13 corresponding to each cylinder 11, and the finger pressure sensor SW6 for detecting the pressure in each combustion chamber 17, the exhaust passage 50, and the exhaust discharged from the combustion chamber 17. exhaust gas temperature sensor SW7 for detecting the temperature of the gas, arranged upstream of the catalytic converter 51 in the exhaust passage 50 and the linear O 2 sensor SW8 for detecting the oxygen concentration in the exhaust gas, downstream of the catalytic converter 51 in the exhaust passage 50 Lambda O 2 sensor SW9 that is arranged and detects the oxygen concentration in the exhaust gas, water temperature sensor SW10 that is attached to the engine 1 and detects the temperature of the cooling water, is attached to the engine 1, and the rotation angle of the crank shaft 15. Crank angle sensor SW11 attached to the accelerator pedal mechanism and accelerator opening sensor SW12 attached to the accelerator pedal mechanism to detect the accelerator opening corresponding to the operation amount of the accelerator pedal, and the rotation angle of the intake cam shaft attached to the engine 1. The intake cam angle sensor SW13 to be detected, the exhaust cam angle sensor SW14 attached to the engine 1 and the exhaust cam shaft rotation angle to detect the rotation angle, the EGR passage 52, and the differential pressure upstream and downstream of the EGR valve 54 are detected. The EGR differential pressure sensor SW15 and the fuel pressure sensor SW16 attached to the common rail 64 of the fuel supply system 61 and detecting the pressure of the fuel supplied to the injector 6.

ＥＣＵ１０は、これらの検知信号に基づいて、エンジン１の運転状態を判断すると共に、各デバイスの操作量を計算する。ＥＣＵ１０は、計算をした操作量に係る制御信号を、インジェクタ６、点火プラグ２５、吸気Ｓ-ＶＴ２３１、吸気ＣＶＶＬ２３２、排気Ｓ-ＶＴ２４１、排気ＩＤＥＶＡ２４２、燃料供給システム６１、スロットル弁４３、ＥＧＲ弁５４、過給機４４の電磁クラッチ４５、及び、エアバイパス弁４８に出力する。例えば、ＥＣＵ１０は、第１圧力センサＳＷ３及び第２圧力センサＳＷ５の検知信号から得られる過給機４４の前後差圧に基づいてエアバイパス弁４８の開度を調整することにより、過給圧を調整する。また、ＥＣＵ１０は、ＥＧＲ差圧センサＳＷ１５の検知信号から得られるＥＧＲ弁５４の前後差圧に基づいてＥＧＲ弁５４の開度を調整することにより、燃焼室１７の中に導入する外部ＥＧＲガス量を調整する。 Based on these detection signals, the ECU 10 determines the operating state of the engine 1 and calculates the operation amount of each device. The ECU 10 outputs a control signal related to the calculated operation amount to the injector 6, the spark plug 25, the intake S-VT231, the intake CVVL232, the exhaust S-VT241, the exhaust IDEVA242, the fuel supply system 61, the throttle valve 43, and the EGR valve 54. The output is output to the electromagnetic clutch 45 of the supercharger 44 and the air bypass valve 48. For example, the ECU 10 adjusts the opening degree of the air bypass valve 48 based on the front-rear differential pressure of the supercharger 44 obtained from the detection signals of the first pressure sensor SW3 and the second pressure sensor SW5 to adjust the boost pressure. adjust. Further, the ECU 10 adjusts the opening degree of the EGR valve 54 based on the front-rear differential pressure of the EGR valve 54 obtained from the detection signal of the EGR differential pressure sensor SW15, thereby introducing an external EGR gas amount into the combustion chamber 17. To adjust.

このエンジン１は、一部の運転領域において、燃費の向上及び排出ガス性能の向上を主目的として、燃焼室１７の中の混合気を、圧縮自己着火により燃焼する。また、エンジン１は、その他の領域において、火花点火（つまり、Spark Ignition：ＳＩ）による燃焼を行う。 The engine 1 burns the air-fuel mixture in the combustion chamber 17 by compression self-ignition for the main purpose of improving fuel efficiency and exhaust gas performance in a part of the operating region. Further, the engine 1 performs combustion by spark ignition (that is, Spark Ignition: SI) in other regions.

（エンジンの制御）
図３は、エンジン１の制御装置の構成を示している。制御装置は、ＥＣＵ１０によって構成されている。制御装置は、コントローラ１００と、推定器１０４とを備えている。 (Engine control)
FIG. 3 shows the configuration of the control device of the engine 1. The control device is composed of the ECU 10. The control device includes a controller 100 and an estimator 104.

コントローラ１００は、エンジン１の出力としてのＩＭＥＰ及び最大圧力上昇率（ｄＰ／ｄθ）が、目標ＩＭＥＰ及び目標最大ｄＰ／ｄθとなるように、サイクル毎に、状態量設定デバイスの操作量（つまり、ＥＧＲ率）、及び、インジェクタ６の操作量（つまり、燃料噴射量）を設定する。ＥＣＵ１０は、目標ＩＭＥＰ及び目標最大ｄＰ／ｄθを、各種のセンサＳＷ１〜ＳＷ１６の検知信号に基づいて設定する。 The controller 100 operates the state quantity setting device (that is,) for each cycle so that the IMEP as the output of the engine 1 and the maximum pressure increase rate (dP / dθ) become the target IMEP and the target maximum dP / dθ. EGR rate) and the operating amount of the injector 6 (that is, the fuel injection amount) are set. The ECU 10 sets the target IMEP and the target maximum dP / dθ based on the detection signals of various sensors SW1 to SW16.

コントローラは１００、フィードフォワード制御器１０５、減算器１０６、フィードバック制御器１０７、及び、加算器１０８を有している。フィードフォワード制御器１０５及びフィードバック制御器１０７は、燃焼室１７の中の状態量（状態変数）を必要とする。推定器１０４は、リアルタイムに測定することのできない状態変数を推定し、状態推定値をコントローラ１００に出力する。 The controller has 100, a feedforward controller 105, a subtractor 106, a feedback controller 107, and an adder 108. The feedforward controller 105 and the feedback controller 107 require a state quantity (state variable) in the combustion chamber 17. The estimator 104 estimates a state variable that cannot be measured in real time, and outputs a state estimate value to the controller 100.

推定器１０４は、カルマンフィルタによって構成されている。推定器１０４は、エンジン１の燃焼室１７の中の状態をモデル化したモデルを備えている。モデルは、燃焼室１７の中の状態を、複数の離散点によって表現する離散化モデルと、離散化モデルを複数の平衡点について線形化することによって表現した線形パラメータ変動モデルと、を含んでいる。複数の離散点は、図１１に示すように、排気弁２２の再開弁時期（EVO2）、吸気弁２１の閉弁時期（IVC）、圧縮上死点前１０度前（-10degATDC）、着火時期、圧力最大時期（Pmax）、燃焼終了時期、及び、排気弁２２の開時期（EVO）の７点である。離散化モデルの構築にあたり、圧縮行程及び膨張行程ではポリトロープ変化を仮定し、各離散点での温度および圧力を求める。また、着火時期の予測にはＲＣＭによる実験で得られた着火遅れ時間のLivengood-Wu積分を考える。着火時期から燃焼終了時期までの間ではエネルギー保存を考慮し、燃焼終了時の状態量を求めることとする。 The estimator 104 is configured by a Kalman filter. The estimator 104 includes a model that models the state of the engine 1 in the combustion chamber 17. The model includes a discretized model in which the state in the combustion chamber 17 is represented by a plurality of discrete points, and a linear parameter variation model in which the discretized model is represented by linearizing the discrete points with respect to a plurality of equilibrium points. .. As shown in FIG. 11, the plurality of discrete points are the restart valve timing (EVO2) of the exhaust valve 22, the valve closing timing (IVC) of the intake valve 21, 10 degrees before the compression top dead center (-10degATDC), and the ignition timing. , Maximum pressure timing (Pmax), combustion end timing, and exhaust valve 22 opening timing (EVO). In constructing the discretization model, polytropic changes are assumed in the compression stroke and expansion stroke, and the temperature and pressure at each discrete point are obtained. For the prediction of ignition timing, consider the Livengood-Wu integral of the ignition delay time obtained in the experiment by RCM. From the ignition timing to the end of combustion, the amount of state at the end of combustion is calculated in consideration of energy conservation.

離散化モデルを線形化した線形パラメータ変動モデルは、式（１）（２）の状態空間方程式によって表される。 The linear parameter variation model obtained by linearizing the discretized model is represented by the state-space equations of equations (1) and (2).

Figure 0006985676
Figure 0006985676

ここで、ｘｋは、現サイクルにおける吸気弁２１の閉弁タイミング（IVC）の状態量としての、燃焼室１７の中の酸素量（n_O2ｋ）、燃焼室１７の中の燃料量（n_ftotalｋ）、及び、燃焼室の中の温度（Tivcｋ）である。ｘｋ＋１は、次サイクルにおける吸気弁２１の閉弁タイミングの状態量としての、燃焼室１７の中の酸素量（n_O2ｋ＋１）、燃焼室１７の中の燃料量（n_ftotalｋ＋１）、及び、燃焼室の中の温度（Tivcｋ＋１）である。ｕｋは、現サイクルにおける操作量としての、ＥＧＲ率（EGRｋ）及び燃料噴射量（n_finjｋ）である。 Here, x k is as the state quantity of the valve closing timing of the intake valve 21 in the current cycle (IVC), the amount of oxygen in the combustion chamber 17 (n_O2 k), fuel quantity (n_ftotal k in the combustion chamber 17 ) And the temperature in the combustion chamber (Tivc k ). x k + 1 is the amount of oxygen in the combustion chamber 17 (n_O2 k + 1 ), the amount of fuel in the combustion chamber 17 (n_ftotal k + 1 ), and the combustion chamber as the state quantities of the valve closing timing of the intake valve 21 in the next cycle. The temperature inside (Tivc k + 1 ). u k is as quantity operation in the current cycle, EGR rate (EGR k) and the fuel injection amount (n_finj k).

また、ｙｋは、現サイクルにおけるエンジン１の出力としての、図示平均有効圧力（IMEPｋ）、及び、最大圧力上昇率（dP/dθｋ）である。 Further, y k is the indicated mean effective pressure (IMEP k ) and the maximum pressure rise rate (dP / dθ k ) as the output of the engine 1 in the current cycle.

尚、添え字ｋは、ｋサイクル目の値であることを示している。 The subscript k indicates the value at the kth cycle.

式（１）（２）の線形パラメータ変動モデルは、行列形式により、以下の式（１）’（２）’ように表される。 The linear parameter fluctuation model of the equations (1) and (2) is expressed by the following equations (1)'(2)' in a matrix format.

Figure 0006985676
Figure 0006985676

ここで、線形パラメータ変動モデルの第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、エンジン１のトルクに応じて変化する。エンジン１のトルクは、目標ＩＭＥＰによって表される。 Here, the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV of the linear parameter fluctuation model change according to the torque of the engine 1, respectively. The torque of engine 1 is represented by the target IMEP.

第１係数ＡＬＰＶは係数行列であり、各要素（Ａ１１、Ａ１２、Ａ１３、Ａ２１、Ａ２２、Ａ２３、Ａ３１、Ａ３２、Ａ３３）の特性は、図７に示される。つまり、Ａ１１は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ａ１２は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い大きくなる特性を有している。Ａ１３は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ａ２１は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ａ２２は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ａ２３は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い大きくなる特性を有している。Ａ３１は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い大きくなる特性を有している。Ａ３２は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ａ３３は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い一旦大きくなった後、小さくなる特性を有している。 The first coefficient A LPV is a coefficient matrix, and the characteristics of each element (A 11 , A 12 , A 13 , A 21 , A 22 , A 23 , A 31 , A 32 , A 33 ) are shown in FIG. .. That is, A 11 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. A 12 has a characteristic that it increases as the target IMEP increases. A 13 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. A 21 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. A 22 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. A 23 has a characteristic that it increases as the target IMEP increases. A 31 has a characteristic that it increases as the target IMEP increases. A 32 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. A 33 has a characteristic that it increases once as the target IMEP increases and then decreases.

第２係数ＢＬＰＶは係数行列であり、各要素（Ｂ１１、Ｂ１２、Ｂ２１、Ｂ２２、Ｂ３１、Ｂ３２）の特性は、図８に示される。つまり、Ｂ１１は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い大きくなる特性を有している。Ｂ１２は、目標ＩＭＥＰの大きさにかかわらずゼロのままである。Ｂ２１は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ｂ２２は、目標ＩＭＥＰの大きさにかかわらずゼロのままである。Ｂ３１は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い大きくなる特性を有している。Ｂ３２は、目標ＩＭＥＰの大きさにかかわらずゼロのままである。 The second coefficient B LPV is a coefficient matrix, and the characteristics of each element (B 11 , B 12 , B 21 , B 22, B 31 , B 32 ) are shown in FIG. That is, B 11 has a characteristic that it increases as the target IMEP increases. B 12 remains zero regardless of the size of the target IMEP. B 21 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. B 22 remains zero regardless of the size of the target IMEP. B 31 has a characteristic that it increases as the target IMEP increases. B 32 remains zero regardless of the size of the target IMEP.

第３係数ＣＬＰＶは係数行列であり、各要素（Ｃ１１、Ｃ１２、Ｃ１３、Ｃ２１、Ｃ２２、Ｃ２３）の特性は、図９に示される。つまり、Ｃ１１は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い大きくなる特性を有している。Ｃ１２は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い大きくなる特性を有している。Ｃ１３は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ｃ２１は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ｃ２２は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ｃ２３は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。 The third coefficient C LPV is a coefficient matrix, and the characteristics of each element (C 11 , C 12 , C 13 , C 21 , C 22 , C 23 ) are shown in FIG. That is, C 11 has a characteristic that it increases as the target IMEP increases. C 12 has a characteristic that it increases as the target IMEP increases. C 13 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. C 21 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. C 22 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. C 23 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher.

第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び、第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、目標ＩＭＥＰに対し、一次の関数式、又は、二次の関数式によって表される。 The first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV are expressed by a linear function expression or a quadratic function expression with respect to the target IMEP, respectively.

推定器１０４は、前記の線形パラメータ変動モデルを用いたカルマンフィルタによって構成されている。カルマンフィルタは、式（４）によって表される。 The estimator 104 is configured by a Kalman filter using the linear parameter variation model described above. The Kalman filter is represented by the equation (4).

Figure 0006985676
Figure 0006985676

ｆは、前述した離散化モデルである。カルマンゲインｇＬＰＶは、第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び、第３係数ＣＬＰＶから算出される。カルマンゲインの算出自体は公知であるため、その説明は省略する。前述したように、第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び、第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、目標ＩＭＥＰに応じて変化するため、カルマンゲインｇＬＰＶも、サイクル毎に、エンジン１の目標ＩＭＥＰに応じて設定される。ｕｋは、前述の通り現サイクルにおける操作量であり、後述するように、コントローラ１００の出力である。ｙｋは、前述の通りエンジン１の実際の出力であり、指圧センサＳＷ６の検出信号に基づき得られる（図１１の燃焼波形も参照）。尚、添え字の＾（ハット）は、推定器１０４の推定値を表し、添え字の−（上付きのマイナス）は、事前推定値を表す。 f is the discretized model described above. The Kalman gain g LPV is calculated from the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV. Since the calculation of Kalman gain itself is known, the description thereof will be omitted. As described above, since the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV each change according to the target IMEP, the Kalman gain g LPV is also the target of the engine 1 for each cycle. It is set according to IMEP. u k is an operation amount in previously described current cycle, as described later, which is the output of the controller 100. y k is the actual output of the engine 1 as described above, and is obtained based on the detection signal of the acupressure sensor SW6 (see also the combustion waveform in FIG. 11). Incidentally, the ^ (hat) subscript, represents an estimate of the estimator 104, the subscript - (negative superscript) represents a pre-estimated value.

カルマンフィルタは、離散化モデルｆによって事前推定を行う。推定器１０４の演算負荷を比較的小さく抑えながら、推定精度を高くすることができる。 The Kalman filter performs pre-estimation by the discretization model f. The estimation accuracy can be improved while keeping the calculation load of the estimator 104 relatively small.

カルマンゲインｇＬＰＶは、離散化モデル（つまり、非線形モデル）を用いずに、線形パラメータ変動モデルを用いて決定する。カルマンゲインを非線形モデルの微分から求めると、推定精度は高くなるものの、推定器１０４の演算負荷がかなり大きくなる。これに対し、カルマンゲインｇＬＰＶを線形パラメータ変動モデルから求めると、演算負荷が大きくならない一方で、単一の線形モデルからカルマンゲインを求める場合よりも推定精度を高くすることができる。 The Kalman gain g LPV is determined by using a linear parameter variation model without using a discretized model (that is, a nonlinear model). When the Kalman gain is obtained from the derivative of the nonlinear model, the estimation accuracy is high, but the computational load of the estimator 104 is considerably large. On the other hand, when the Kalman gain g LPV is obtained from the linear parameter fluctuation model, the calculation load does not increase, but the estimation accuracy can be improved as compared with the case where the Kalman gain is obtained from a single linear model.

推定器１０４は、燃焼室１７の中の状態量推定値（ｘ＾ｋ：n_O2ｋ、n_ftotalｋ、Tivcｋ）を出力する。 The estimator 104 outputs an estimated state quantity (x ^ k : n_O2 k , n_ftotal k , Tivc k) in the combustion chamber 17.

フィードフォワード制御器１０５は、目標ＩＭＥＰ及び目標最大ｄＰ／ｄθ、並びに、推定器１０４の状態量推定値ｘ＾ｋを受ける。状態量推定値ｘ＾ｋは、前述の通り、吸気弁２１の閉弁タイミングの、燃焼室１７の中の酸素量（n_O2ｋ）、燃焼室１７の中の燃料量（n_ftotalｋ）、及び、燃焼室１７の中の温度（Tivcｋ）である。フィードフォワード制御器１０５は、これら目標ＩＭＥＰ及び目標最大ｄＰ／ｄθ、並びに、状態量推定値ｘ＾ｋに基づいて、フィードフォワード制御量ｕＦＦ，ｋを設定し、出力する。 The feedforward controller 105 receives a target IMEP, a target maximum dP / dθ, and a state quantity estimated value x ^ k of the estimator 104. State estimated value x ^ k, as described above, the amount of oxygen (n_O2 k), fuel quantity in the combustion chamber 17 in the valve closing timing, the combustion chamber 17 of the intake valve 21 (n_ftotal k), and, It is the temperature (Tivc k ) in the combustion chamber 17. The feedforward controller 105 sets and outputs the feedforward control amounts u FF and k based on the target IMEP, the target maximum dP / dθ, and the state quantity estimated value x ^ k.

減算器１０６は、目標ＩＭＥＰ及び目標最大ｄＰ／ｄθと、実際のエンジン出力としての、ＩＭＥＰ及び最大ｄＰ／ｄθとの偏差（つまり、エンジン出力偏差）を演算する。実際のＩＭＥＰ及び実際の最大ｄＰ／ｄθは、前述したように、指圧センサＳＷ６が検知した燃焼室１７内の圧力履歴に基づいて演算される。 The subtractor 106 calculates the deviation (that is, the engine output deviation) between the target IMEP and the target maximum dP / dθ and the IMEP and the maximum dP / dθ as the actual engine output. The actual IMEP and the actual maximum dP / dθ are calculated based on the pressure history in the combustion chamber 17 detected by the acupressure sensor SW6, as described above.

フィードバック制御器１０７は、フィードバック操作量を決定するＬＱＧ（Linear Quadratic Gaussian）サーボ器である。フィードバック制御器１０７は、減算器１０６からのエンジン出力偏差を累積する累積部１０９と、フィードバック操作量を演算する演算部１１０とを有している。 The feedback controller 107 is an LQG (Linear Quadratic Gaussian) servo device that determines the amount of feedback operation. The feedback controller 107 has a cumulative unit 109 that accumulates engine output deviations from the subtractor 106, and a calculation unit 110 that calculates a feedback operation amount.

演算部１１０は、エンジン出力偏差の累積項と、推定器１０４の状態量推定値ｘ＾ｋとに基づいて、フィードバック制御量ｕＦＢ，ｋを設定する。具体的に、フィードバック制御器の制御則は、式（５）によって表される。 The calculation unit 110 sets the feedback control quantities u FB and k based on the cumulative term of the engine output deviation and the state quantity estimated value x ^ k of the estimator 104. Specifically, the control rule of the feedback controller is expressed by the equation (5).

Figure 0006985676
Figure 0006985676

但し、ｘｉ,ｋは、エンジン出力偏差の累積項である。Ｋは、フィードバックゲインである。ｘ＾ｋは、前述の通り、推定器１０４の状態量推定値である。 However, x i and k are cumulative terms of engine output deviation. K is the feedback gain. As described above, x ^ k is a state quantity estimated value of the estimator 104.

式（５）を、行列形式で表すと、以下の式（５）’になる。 When the equation (5) is expressed in a matrix format, it becomes the following equation (5)'.

Figure 0006985676
Figure 0006985676

フィードバック制御器１０７は、エンジン１の目標出力とエンジン１の実出力との偏差に加えて、推定器１０４が推定をした燃焼室１７の中の推定状態量に基づいてフィードバック操作量ｕＦＢ，ｋを設定することにより、コントローラ１００の制御性能を向上させることができる。 The feedback controller 107 has a feedback operation amount u FB, k based on the deviation between the target output of the engine 1 and the actual output of the engine 1 and the estimated state quantity in the combustion chamber 17 estimated by the estimator 104. By setting, the control performance of the controller 100 can be improved.

また、エンジン出力の偏差を補正するフィードバックゲインと、燃焼室１７の中の状態量の差を補正するフィードバックゲインとの最適値は、前述した線形パラメータ変動モデルから求められる（式（１）（２）参照）。従って、フィードバックゲインＫＬＰＶは、エンジン１の目標ＩＭＥＰに応じて変化する。 Further, the optimum value of the feedback gain for correcting the deviation of the engine output and the feedback gain for correcting the difference in the state quantity in the combustion chamber 17 can be obtained from the above-mentioned linear parameter fluctuation model (Equations (1) and (2). )reference). Therefore, the feedback gain K LPV changes according to the target IMEP of the engine 1.

図１０は、フィードバックゲインＫＬＰＶの各要素（Ｋ１１、Ｋ１２、Ｋ１３、Ｋ１４、Ｋ１５、Ｋ２１、Ｋ２２、Ｋ２３、Ｋ２４、Ｋ２５）の特性を例示している。Ｋ１１は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ｋ１２は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い大きくなる特性を有している。Ｋ１３は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ｋ１４は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ｋ１５は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ｋ２１は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ｋ２２は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ｋ２３は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い大きくなる特性を有している。Ｋ２４は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。Ｋ２５は、目標ＩＭＥＰが高くなるに従い小さくなる特性を有している。フィードバックゲインＫも、目標ＩＭＥＰに対し、一次の関数式、又は、二次の関数式によって表される。 FIG. 10 illustrates the characteristics of each element of the feedback gain K LPV (K 11 , K 12 , K 13 , K 14 , K 15 , K 21 , K 22 , K 23 , K 24 , K 25 ). K 11 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. K 12 has a characteristic that it increases as the target IMEP increases. K 13 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. K 14 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. K 15 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. K 21 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. K 22 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. K 23 has a characteristic that it increases as the target IMEP increases. K 24 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. K 25 has a characteristic that it becomes smaller as the target IMEP becomes higher. The feedback gain K is also expressed by a linear function expression or a quadratic function expression with respect to the target IMEP.

加算器１０８は、フィードフォワード制御器１０５の操作量ｕＦＦ，ｋと、フィードバック制御器１０７の操作量ｕＦＢ，ｋとを加算することにより、状態量設定デバイスの操作量としてのＥＧＲ率、及び、インジェクタ６の操作量としての燃料噴射量を決定する。コントローラ１００は、操作信号を各デバイスに出力する。状態量設定デバイスの操作量、及び、インジェクタ６の操作量はまた、前述したように、推定器１０４にも出力される。 The adder 108 adds the manipulated variable u FF, k of the feed forward controller 105 and the manipulated variable u FB, k of the feedback controller 107 to obtain an EGR rate as an manipulated variable of the state quantity setting device and an EGR rate. , The fuel injection amount as the operation amount of the injector 6 is determined. The controller 100 outputs an operation signal to each device. The operation amount of the state amount setting device and the operation amount of the injector 6 are also output to the estimator 104 as described above.

エンジン１においては、燃焼室１７の中の混合気が、圧縮自己着火によって燃焼する。指圧センサＳＷ６は、燃焼室１７の中の圧力履歴を計測する。指圧センサＳＷ６が計測した圧力履歴に基づいて、エンジン１の実際のＩＭＥＰ及び実際の最大ｄＰ／ｄθが演算される。演算された実際のＩＭＥＰ及び実際の最大ｄＰ／ｄθは、コントローラ１００の減算器１０６、及び、推定器１０４に出力される。 In the engine 1, the air-fuel mixture in the combustion chamber 17 is burned by compression self-ignition. The acupressure sensor SW6 measures the pressure history in the combustion chamber 17. Based on the pressure history measured by the acupressure sensor SW6, the actual IMEP of the engine 1 and the actual maximum dP / dθ are calculated. The calculated actual IMEP and the actual maximum dP / dθ are output to the subtractor 106 and the estimator 104 of the controller 100.

推定器１０４は、前述したように、状態量設定デバイスの操作量、及び、インジェクタ６の操作量、並びに、実際のＩＭＥＰ及び実際の最大ｄＰ／ｄθに基づいて、エンジン１の燃焼室１７の中の状態量を、サイクル毎に推定する。 As described above, the estimator 104 is in the combustion chamber 17 of the engine 1 based on the operation amount of the state quantity setting device, the operation amount of the injector 6, and the actual IMEP and the actual maximum dP / dθ. The state quantity of is estimated for each cycle.

（線形パラメータ変動モデルの係数の設定、及び、フィードバックゲインの設定）
図４は、前述した線形パラメータ変動モデルの第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶの設定、並びに、フィードバックゲインＫＬＰＶの設定手順を示すフローチャートである。このフローは、制御装置が車載される前に行われる。 (Set the coefficient of the linear parameter fluctuation model and set the feedback gain)
FIG. 4 is a flowchart showing the setting procedure of the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV of the linear parameter fluctuation model described above, and the setting procedure of the feedback gain K LPV. This flow is performed before the control device is mounted on the vehicle.

スタート後のステップＳ４１において、実機又はシミュレーションにより、定常セット点における燃焼波形を計測する。図５は、定常セット点を例示している。図５の横軸はグロスＩＭＥＰであり、縦軸は吸気弁２１の閉弁タイミングの燃焼室１７の中の温度である。「安定性限界」の線は、圧縮自己着火による燃焼が不安定になる限界を示している。この線よりも下側は、燃焼室１７の中の温度が低すぎて、圧縮自己着火による燃焼が不安定になる。「燃焼音限界」の線は、圧縮自己着火による燃焼音が許容値を超える限界を示している。この線よりも上側は、燃焼室の中の温度が高すぎて、圧縮自己着火による燃焼が急峻になって燃焼音が大きくなる。定常セット点は、これらの制限を回避しながら、燃費がベストになるエンジン１の運転状態である。 In step S41 after the start, the combustion waveform at the steady set point is measured by an actual machine or a simulation. FIG. 5 illustrates a steady set point. The horizontal axis of FIG. 5 is the gross IMEP, and the vertical axis is the temperature in the combustion chamber 17 at the valve closing timing of the intake valve 21. The "stability limit" line indicates the limit at which combustion becomes unstable due to compression self-ignition. Below this line, the temperature inside the combustion chamber 17 is too low, and combustion due to compression self-ignition becomes unstable. The "combustion noise limit" line indicates the limit at which the combustion noise due to compression self-ignition exceeds the permissible value. Above this line, the temperature inside the combustion chamber is too high, and the combustion due to compression self-ignition becomes steep and the combustion noise becomes loud. The steady set point is the operating state of the engine 1 that maximizes fuel economy while avoiding these restrictions.

図４のフローに戻り、ステップＳ４１に続くステップＳ４２では、計測した各定常セット点（平衡点）周りにおいて、構築した離散化モデルをテーラー展開によって線形化し、前述した線形パラメータ変動モデル、及び、フィードバックゲインを作成する（式（１）（２）（５）参照）。 Returning to the flow of FIG. 4, in step S42 following step S41, the constructed discretized model is linearized by Taylor expansion around each measured stationary set point (equilibrium point), and the above-mentioned linear parameter fluctuation model and feedback are performed. Create a gain (see equations (1), (2) and (5)).

ステップＳ４３では、作成した線形パラメータ変動モデルの各係数ＡＬＰＶ、ＢＬＰＶ、ＣＬＰＶの行列、及び、フィードバックゲインＫＬＰＶの行列の要素毎に、目標ＩＭＥＰの関数を作成する。つまり、図７、８、９、１０の各要素の特性を、目標ＩＭＥＰの関数式によって表す。 In step S43, a function of the target IMEP is created for each element of the matrix of each coefficient A LPV , B LPV , and C LPV of the created linear parameter fluctuation model, and the matrix of the feedback gain K LPV. That is, the characteristics of each element of FIGS. 7, 8, 9, and 10 are represented by the functional expression of the target IMEP.

ステップＳ４４では、ステップＳ４３で作成をした関数式を、ＥＣＵのメモリ１０２に記憶し、フローが終了する。 In step S44, the function expression created in step S43 is stored in the memory 102 of the ECU, and the flow ends.

（推定器の推定手順）
図６は、エンジン１の運転中における、推定器１０４の推定手順を示すフローチャートである。スタート後のステップＳ６１では、前サイクルの、吸気弁２１の閉弁時における状態量推定値ｘ＾ｋ−１を読み込む。具体的に、状態量推定値ｘ＾ｋ−１は、吸気弁２１の閉弁タイミングにおける燃焼室１７の中の酸素量（n_O2ｋ−１）、燃焼室１７の中の燃料量（n_ftotalｋ−１）、燃焼室１７の中の温度（Tivcｋ−１）である。 (Estimator estimation procedure)
FIG. 6 is a flowchart showing an estimation procedure of the estimator 104 while the engine 1 is in operation. In step S61 after the start, the state quantity estimated value x ^ k-1 at the time of closing the intake valve 21 in the previous cycle is read. Specifically, the estimated state quantity x ^ k-1 is the amount of oxygen in the combustion chamber 17 (n_O2 k-1 ) and the amount of fuel in the combustion chamber 17 (n_ftotal k−) at the valve closing timing of the intake valve 21. 1 ), the temperature inside the combustion chamber 17 (Tivc k-1 ).

続くステップＳ６２では、前サイクルの状態量推定値ｘ＾ｋ−１と、前サイクルの操作量ｕｋ−１（つまり、ＥＧＲ率（EGRｋ−１）及び燃料噴射量（n_finjｋ−１））とから、離散化モデルｆによって、現サイクルの吸気弁２１の閉弁タイミングにおける状態量推定値ｘ＾ｋ −を推定する。つまり、式（４）の事前推定を行う。 In step S62, the state estimated value x ^ k-1 of the previous cycle, the amount of operation of the previous cycle u k-1 (i.e., EGR rate (EGR k-1) and the fuel injection amount (n_finj k-1)) Therefore, the state quantity estimated value x ^ k − at the valve closing timing of the intake valve 21 in the current cycle is estimated by the discrete model f. That is, the pre-estimation of the equation (4) is performed.

続くステップＳ６３では、状態量推定値ｘ＾ｋ −と離散化モデルｆとから、現サイクルの推定出力ｆ（ｘ＾ｋ −）を演算する。 In the following step S63, the estimated output f (x ^ k − ) of the current cycle is calculated from the state quantity estimated value x ^ k − and the discretized model f.

また、ステップＳ６４では、指圧センサＳＷ６によって計測した現サイクルの筒内圧力を処理することによって、エンジン１の実出力ｙｋ（ＩＭＥＰ（IMEPｋ）及び最大圧力上昇率（dP/dθｋ））を求める。 Further, in step S64, the actual output y k (IMEP (IMEP k ) and maximum pressure increase rate (dP / dθ k )) of the engine 1 is obtained by processing the in-cylinder pressure of the current cycle measured by the acupressure sensor SW6. demand.

さらに、ステップＳ６５では、現サイクルの目標ＩＭＥＰ（IMEPｒｅｆ ｋ）を読み込み、続くステップＳ６６において、目標ＩＭＥＰと、第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶとからカルマンゲインｇＬＰＶ ｋを演算する。尚、カルマンゲインを、実際のＩＭＥＰと、第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶとから演算してもよい。 Further, in step S65, the target IMEP (IMEP ref k ) of the current cycle is read, and in the following step S66, the target IMEP and the Kalman gain from the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV. g Calculate LPV k. The Kalman gain may be calculated from the actual IMEP and the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV.

ステップＳ６３、Ｓ６４、Ｓ６６の後のステップＳ６７において、エンジンの実出力ｙｋと推定出力ｆ（ｘ＾ｋ）との差分に、カルマンゲインｇＬＰＶ ｋをかけた値を、事前推定値ｘ＾ｋ −に加えることにより、現サイクルの状態量ｘ＾ｋを更新する。つまり、式（４）の事後推定を行う。 In step S67 after steps S63, S64, and S66, the difference between the actual output y k of the engine and the estimated output f (x ^ k ) is multiplied by the Kalman gain g LPV k to obtain the pre-estimated value x ^ k. - by adding to, to update the state quantity x ^ k of the current cycle. That is, the ex post facto estimation of the equation (4) is performed.

以上説明したように、推定器１０４が、式（１）（２）の線形パラメータ変動モデルを用いて、燃焼室１７の中の状態を推定することにより、推定器１０４の演算負荷は、非線形モデルを用いるよりも小さくなる。一方、式（１）（２）の第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、エンジン１の目標ＩＭＥＰ（つまり、エンジン１のトルク）に応じて変化するから、線形モデルを用いるよりも推定精度が高まる。よって、推定器１０４の演算負荷の抑制と、推定精度の向上とが両立する。 As described above, the estimator 104 estimates the state in the combustion chamber 17 using the linear parameter fluctuation model of the equations (1) and (2), so that the computational load of the estimator 104 is a nonlinear model. Is smaller than using. On the other hand, the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV of the equations (1) and (2) change according to the target IMEP of the engine 1 (that is, the torque of the engine 1), respectively. , The estimation accuracy is higher than using the linear model. Therefore, the calculation load of the estimator 104 can be suppressed and the estimation accuracy can be improved at the same time.

燃焼室１７の状態量の推定精度が向上するため、圧縮自己着火式のエンジン１は、燃費の良い安定燃焼を実現することができる。 Since the estimation accuracy of the state quantity of the combustion chamber 17 is improved, the compression self-ignition type engine 1 can realize stable combustion with good fuel economy.

また、推定器１０４が、式（４）のカルマンフィルタによって構成されていることにより、推定器１０４の演算負荷を抑制しながら、推定精度がさらに向上する。具体的に、推定器１０４は、事前推定を、離散化モデルによって行うことにより、推定器１０４の演算負荷を大きくすることなく、推定精度を高めることができる。また、カルマンゲインｇＬＰＶを、第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶから算出することによって、推定精度を高く維持しながら、当該カルマンゲインを離散化モデルの微分から求める場合よりも大幅に演算負荷を小さくすることができる。 Further, since the estimator 104 is configured by the Kalman filter of the equation (4), the estimation accuracy is further improved while suppressing the calculation load of the estimator 104. Specifically, the estimator 104 can improve the estimation accuracy without increasing the computational load of the estimator 104 by performing the preliminary estimation by the discretized model. Further, by calculating the Kalman gain g LPV from the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV , the Kalman gain is obtained from the derivative of the discretized model while maintaining high estimation accuracy. The calculation load can be significantly reduced compared to the case where it is required.

尚、前記の構成において、推定器１０４は、吸気弁２１の閉弁タイミングの状態量を推定している。推定器１０４は、例えば排気弁２２の再開弁タイミングの状態量を推定するようにしてもよい。 In the above configuration, the estimator 104 estimates the state quantity of the valve closing timing of the intake valve 21. The estimator 104 may estimate, for example, the state quantity of the restart valve timing of the exhaust valve 22.

また、前記の構成では、線形パラメータ変動モデルの第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶ、並びに、フィードバックゲインＫＬＰＶを、目標ＩＭＥＰの関数として表している。線形パラメータ変動モデルの第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶ、並びに、フィードバックゲインＫＬＰＶは、目標ＩＭＥＰと過給圧との関数としてもよい。例えば式（６）は、第１係数ＡＬＰＶの要素Ａ１１の関数式を例示している。 Further, in the above configuration, the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , the third coefficient C LPV , and the feedback gain K LPV of the linear parameter fluctuation model are represented as functions of the target IMEP. The first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , the third coefficient C LPV , and the feedback gain K LPV of the linear parameter fluctuation model may be a function of the target IMEP and the boost pressure. For example, equation (6) exemplifies a functional equation of element A 11 of the first coefficient A LPV.

Figure 0006985676
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ここで、Pivcは、吸気弁２１の閉弁タイミングにおける燃焼室の中の過給圧である。α、β、γ、δはそれぞれ係数である。第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶ、並びに、フィードバックゲインＫＬＰＶを、目標ＩＭＥＰと過給圧との関数にすることによって、燃焼室１７の中の温度Tivcの推定、及び、燃焼室の中の酸素量n_O2の推定精度を高めることができる。 Here, Pibc is the boost pressure in the combustion chamber at the valve closing timing of the intake valve 21. α, β, γ, and δ are coefficients, respectively. The temperature Tivc in the combustion chamber 17 by making the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV , and the feedback gain K LPV a function of the target IMEP and the boost pressure. It is possible to improve the estimation and the estimation accuracy of the oxygen amount n_O2 in the combustion chamber.

さらに、線形パラメータ変動モデルの第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶ、並びに、フィードバックゲインＫＬＰＶは、目標ＩＭＥＰと過給圧とエンジン回転数との関数にしてもよい。例えば式（７）は、第１係数ＡＬＰＶの要素Ａ１１の関数式を例示している。 Furthermore, the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , the third coefficient C LPV , and the feedback gain K LPV of the linear parameter fluctuation model can be a function of the target IMEP, the boost pressure, and the engine speed. good. For example, equation (7) exemplifies a functional equation of element A 11 of the first coefficient A LPV.

Figure 0006985676
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ここで、rpmは、エンジン回転数である。α、β、γ、δ、ε、ξはそれぞれ係数である。第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶ、並びに、フィードバックゲインＫＬＰＶを、目標ＩＭＥＰと過給圧とエンジン回転数との関数にすることによって、エンジン１の運転領域の広い範囲に亘って、燃焼室１７の中の状態量の推定精度を高めることができる。 Here, rpm is the engine speed. α, β, γ, δ, ε, and ξ are coefficients, respectively. The operating region of the engine 1 by making the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , the third coefficient C LPV , and the feedback gain K LPV a function of the target IMEP, the boost pressure, and the engine speed. It is possible to improve the estimation accuracy of the state quantity in the combustion chamber 17 over a wide range of.

また、推定器１０４は、以下の式（３）に示すカルマンフィルタによって構成してもよい。 Further, the estimator 104 may be configured by a Kalman filter represented by the following equation (3).

Figure 0006985676
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ここで、ｇＬＰＶはカルマンゲインである。式（３）は、線形カルマンフィルタであり、推定器１０４の演算負荷はさらに小さくなる。一方、線形パラメータ変動モデルの第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、前記と同様に、目標ＩＭＥＰの関数であるから、燃焼室１７の中の状態量の推定精度を、単一の線形モデルの場合よりも高めることができる。 Here, g LPV is Kalman gain. Equation (3) is a linear Kalman filter, and the computational load of the estimator 104 is further reduced. On the other hand, since the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV of the linear parameter fluctuation model are functions of the target IMEP, respectively, as described above, the state quantity in the combustion chamber 17 The estimation accuracy can be improved over that of a single linear model.

尚、ここに開示する技術は、前述した構成のエンジン１に適用することに限定されない。エンジン１の構成は、様々な構成を採用することが可能である。 The technique disclosed herein is not limited to being applied to the engine 1 having the above-described configuration. As the configuration of the engine 1, various configurations can be adopted.

１ エンジン
１０ ＥＣＵ
１００ コントローラ
１０４ 推定器
１０５ フィードフォワード制御器
１０７ フィードバック制御器
１７ 燃焼室
２３１ 吸気Ｓ-ＶＴ（状態量設定デバイス）
２３２ 吸気ＣＶＶＬ（状態量設定デバイス）
２４１ 排気Ｓ-ＶＴ（状態量設定デバイス）
２４２ ＩＤＥＶＡ（状態量設定デバイス）
４３ スロットル弁（状態量設定デバイス）
４９ 過給システム
５５ ＥＧＲシステム（状態量設定デバイス）
６ インジェクタ
ＳＷ１ エアフローセンサ
ＳＷ２ 第１吸気温度センサ
ＳＷ３ 第１圧力センサ
ＳＷ４ 第２吸気温度センサ
ＳＷ５ 第２圧力センサ
ＳＷ６ 指圧センサ
ＳＷ７ 排気温度センサ
ＳＷ８ リニアＯ２センサ
ＳＷ９ ラムダＯ２センサ
ＳＷ１０ 水温センサ
ＳＷ１１ クランク角センサ
ＳＷ１２ アクセル開度センサ
ＳＷ１３ 吸気カム角センサ
ＳＷ１４ 排気カム角センサ
ＳＷ１５ ＥＧＲ差圧センサ
ＳＷ１６ 燃圧センサ 1 engine 10 ECU
100 Controller 104 Estimator 105 Feedforward controller 107 Feedback controller 17 Combustion chamber 231 Intake S-VT (state quantity setting device)
232 Intake CVVL (state quantity setting device)
241 Exhaust S-VT (state quantity setting device)
242 IDEVA (state quantity setting device)
43 Throttle valve (state quantity setting device)
49 Supercharging system 55 EGR system (state quantity setting device)
6 Injector SW1 Airflow sensor SW2 1st intake air temperature sensor SW3 1st pressure sensor SW4 2nd intake air temperature sensor SW5 2nd pressure sensor SW6 Finger pressure sensor SW7 Exhaust temperature sensor SW8 Linear O 2 sensor SW9 Lambda O 2 sensor SW10 Water temperature sensor SW11 Crank angle Sensor SW12 Accelerator opening sensor SW13 Intake cam angle sensor SW14 Exhaust cam angle sensor SW15 EGR differential pressure sensor SW16 Fuel pressure sensor

Claims (10)

サイクル毎に、燃焼室の中の混合気を自己着火によって燃焼させるよう構成されたエンジンと、
前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中への新気及び既燃ガスの導入を調整することによって、前記燃焼室の中を所望の状態にするよう構成された状態量設定デバイスと、
前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中に供給する燃料を噴射するよう構成されたインジェクタと、
前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中の圧力に関するパラメータを検知すると共に、検知信号を出力するよう構成されたセンサと、
前記状態量設定デバイス、前記インジェクタ、及び前記センサのそれぞれが接続されると共に、前記状態量設定デバイス及び前記インジェクタに操作信号を出力することによって、前記エンジンを運転するよう構成されたコントローラと、
前記コントローラの前記操作信号と前記センサの前記検知信号とを受けかつ、前記燃焼室の中の状態量を推定すると共に、前記コントローラに状態推定信号を出力するよう構成された推定器と、を備え、
前記コントローラは、前記センサの前記検知信号と前記推定器の前記状態推定信号とを受けると共に、前記燃焼室の中の燃焼が、前記エンジンの目標出力に対応した燃焼となるように、前記状態量設定デバイスの操作量及び前記インジェクタの操作量をそれぞれ設定し、
前記推定器は、式（１）に示す、前記燃焼室の中の状態をモデル化した線形パラメータ変動モデルを用いることによって、前記燃焼室の中の状態量を推定し、
前記線形パラメータ変動モデルにおける第１係数ＡＬＰＶ、及び、第２係数ＢＬＰＶはそれぞれ、前記エンジンのトルク及び前記エンジンの回転数に応じて変化する圧縮自己着火式エンジンの制御装置。
Figure 0006985676
 但し、ｘｋは、現サイクルにおける所定タイミングの前記状態量としての、前記燃焼室の中の酸素量と前記燃焼室の中の燃料量とのいずれか一方又は両方、及び、前記燃焼室の中の温度である。ｘｋ＋１は、次サイクルにおける所定タイミングの前記状態量としての、前記燃焼室の中の酸素量及び前記燃焼室の中の燃料量のいずれか一方又は両方、及び、前記燃焼室の中の温度である。ｕｋは、現サイクルにおける前記操作量としての、ＥＧＲ率及び燃料噴射量である。 An engine configured to self-ignite the air-fuel mixture in the combustion chamber at each cycle.
A state quantity setting device attached to the engine and configured to bring the inside of the combustion chamber into a desired state by adjusting the introduction of fresh air and burned gas into the combustion chamber.
An injector mounted on the engine and configured to inject fuel to be supplied into the combustion chamber.
A sensor attached to the engine and configured to detect parameters related to the pressure in the combustion chamber and output a detection signal.
A controller configured to operate the engine by connecting each of the state quantity setting device, the injector, and the sensor and outputting an operation signal to the state quantity setting device and the injector.
It is provided with an estimator configured to receive the operation signal of the controller and the detection signal of the sensor, estimate the state quantity in the combustion chamber, and output the state estimation signal to the controller. ,
The controller receives the detection signal of the sensor and the state estimation signal of the estimator, and the state quantity so that the combustion in the combustion chamber becomes the combustion corresponding to the target output of the engine. Set the operation amount of the device and the operation amount of the injector, respectively.
The estimator estimates the state quantity in the combustion chamber by using the linear parameter fluctuation model that models the state in the combustion chamber shown in the equation (1).
The first coefficient A LPV and the second coefficient B LPV in the linear parameter fluctuation model are control devices for a compression self-ignition engine that change according to the torque of the engine and the rotation speed of the engine, respectively.
Figure 0006985676
 However, x k is one or both of the amount of oxygen in the combustion chamber and the amount of fuel in the combustion chamber as the state amount at a predetermined timing in the current cycle, and in the combustion chamber. The temperature of. x k + 1 is one or both of the amount of oxygen in the combustion chamber and the amount of fuel in the combustion chamber, and the temperature in the combustion chamber as the state quantity at a predetermined timing in the next cycle. be. u k is as the operation amount in the current cycle, a EGR rate and fuel injection amount. サイクル毎に、燃焼室の中の混合気を自己着火によって燃焼させるよう構成されたエンジンと、
前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中への新気及び既燃ガスの導入を調整することによって、前記燃焼室の中を所望の状態にするよう構成された状態量設定デバイスと、
前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中に供給する燃料を噴射するよう構成されたインジェクタと、
前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中の圧力に関するパラメータを検知すると共に、検知信号を出力するよう構成されたセンサと、
前記状態量設定デバイス、前記インジェクタ、及び前記センサのそれぞれが接続されると共に、前記状態量設定デバイス及び前記インジェクタに操作信号を出力することによって、前記エンジンを運転するよう構成されたコントローラと、
前記コントローラの前記操作信号と前記センサの前記検知信号とを受けかつ、前記燃焼室の中の状態量を推定すると共に、前記コントローラに状態推定信号を出力するよう構成された推定器と、を備え、
前記コントローラは、前記センサの前記検知信号と前記推定器の前記状態推定信号とを受けると共に、前記燃焼室の中の燃焼が、前記エンジンの目標出力に対応した燃焼となるように、前記状態量設定デバイスの操作量及び前記インジェクタの操作量をそれぞれ設定し、
前記推定器は、式（１）及び式（２）に示す、前記燃焼室の中の状態をモデル化した線形パラメータ変動モデルを用いることによって、前記燃焼室の中の状態量を推定し、
前記線形パラメータ変動モデルにおける第１係数Ａ ＬＰＶ 、第２係数Ｂ ＬＰＶ 、及び、第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、前記エンジンのトルクに応じて変化する圧縮自己着火式エンジンの制御装置。
Figure 0006985676
Figure 0006985676
 但し、ｘ ｋ は、現サイクルにおける所定タイミングの前記状態量としての、前記燃焼室の中の酸素量と前記燃焼室の中の燃料量とのいずれか一方又は両方、及び、前記燃焼室の中の温度である。ｘ ｋ＋１ は、次サイクルにおける所定タイミングの前記状態量としての、前記燃焼室の中の酸素量及び前記燃焼室の中の燃料量のいずれか一方又は両方、及び、前記燃焼室の中の温度である。ｕ ｋ は、現サイクルにおける前記操作量としての、ＥＧＲ率及び燃料噴射量である。ｙｋは、現サイクルにおける前記エンジンの出力としての、図示平均有効圧力、及び、最大圧力上昇率（ｄＰ／ｄθ）である。 An engine configured to self-ignite the air-fuel mixture in the combustion chamber at each cycle.
A state quantity setting device attached to the engine and configured to bring the inside of the combustion chamber into a desired state by adjusting the introduction of fresh air and burned gas into the combustion chamber.
An injector mounted on the engine and configured to inject fuel to be supplied into the combustion chamber.
A sensor attached to the engine and configured to detect parameters related to the pressure in the combustion chamber and output a detection signal.
A controller configured to operate the engine by connecting each of the state quantity setting device, the injector, and the sensor and outputting an operation signal to the state quantity setting device and the injector.
It is provided with an estimator configured to receive the operation signal of the controller and the detection signal of the sensor, estimate the state quantity in the combustion chamber, and output the state estimation signal to the controller. ,
The controller receives the detection signal of the sensor and the state estimation signal of the estimator, and the state quantity so that the combustion in the combustion chamber becomes the combustion corresponding to the target output of the engine. Set the operation amount of the device and the operation amount of the injector, respectively.
The estimator estimates the state quantity in the combustion chamber by using the linear parameter fluctuation model that models the state in the combustion chamber shown in the equations (1) and (2).
The first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV in the linear parameter fluctuation model are each a control device for a compression self-ignition engine that changes according to the torque of the engine.
Figure 0006985676
Figure 0006985676
 However, x k is one or both of the amount of oxygen in the combustion chamber and the amount of fuel in the combustion chamber as the state amount at a predetermined timing in the current cycle, and in the combustion chamber. The temperature of. x k + 1 is one or both of the amount of oxygen in the combustion chamber and the amount of fuel in the combustion chamber, and the temperature in the combustion chamber as the state quantity at a predetermined timing in the next cycle. be. u k is as the operation amount in the current cycle, a EGR rate and fuel injection amount. y k is the indicated mean effective pressure and the maximum pressure increase rate (dP / dθ) as the output of the engine in the current cycle. 請求項２に記載の圧縮自己着火式エンジンの制御装置において、
前記推定器は、前記線形パラメータ変動モデルを用いた、式（３）に示すカルマンフィルタによって構成され、
前記第１係数ＡＬＰＶ、第２係数ＢＬＰＶ、及び、第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、サイクル毎に、前記エンジンの目標トルクに応じて設定される圧縮自己着火式エンジンの制御装置。
Figure 0006985676
 但し、ｇＬＰＶはカルマンゲインである。 In the control device for the compression self-ignition engine according to claim 2.
The estimator is configured by a Kalman filter represented by Eq. (3) using the linear parameter variation model.
The first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV are each a control device for a compression self-ignition engine set according to the target torque of the engine for each cycle.
Figure 0006985676
 However, g LPV is Kalman gain. 請求項２に記載の圧縮自己着火式エンジンの制御装置において、
前記推定器は、前記線形パラメータ変動モデルを用いた、式（４）に示すカルマンフィルタによって構成される圧縮自己着火式エンジンの制御装置。
Figure 0006985676
 但し、ｆは前記燃焼室の中の状態をモデル化した離散化モデルであり、前記線形パラメータ変動モデルは、前記離散化モデルから得られる。ｇＬＰＶは、前記第１係数ＡＬＰＶ、前記第２係数ＢＬＰＶ、及び、前記第３係数ＣＬＰＶから算出されるカルマンゲインであり、ｇＬＰＶは、サイクル毎に、前記エンジンの目標トルクに応じて設定される。ｙｋは、センサの検出信号に基づき得られるエンジンの実出力である。 In the control device for the compression self-ignition engine according to claim 2.
The estimator is a control device for a compression self-ignition engine configured by a Kalman filter represented by the equation (4) using the linear parameter fluctuation model.
Figure 0006985676
 However, f is a discretized model that models the state in the combustion chamber, and the linear parameter fluctuation model is obtained from the discretized model. The g LPV is a Kalman gain calculated from the first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV , and the g LPV corresponds to the target torque of the engine for each cycle. Is set. y k is the actual output of the engine obtained based on the detection signal of the sensor. 請求項２〜４のいずれか１項に記載の圧縮自己着火式エンジンの制御装置において、
前記エンジンに取り付けられかつ、前記燃焼室の中へ導入するガスを過給するよう構成された過給システムを備え、
前記第１係数ＡＬＰＶ、前記第２係数ＢＬＰＶ、及び、前記第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、前記エンジンのトルクと過給圧とに応じて変化する圧縮自己着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression self-ignition engine according to any one of claims 2 to 4.
It comprises a supercharging system attached to the engine and configured to supercharge the gas introduced into the combustion chamber.
The first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV are each a control device for a compression self-ignition engine that changes according to the torque and boost pressure of the engine. 請求項２〜５のいずれか１項に記載の圧縮自己着火式エンジンの制御装置において、
前記第１係数ＡＬＰＶ、前記第２係数ＢＬＰＶ、及び、前記第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、前記エンジンの回転数に応じてさらに変化する圧縮自己着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression self-ignition engine according to any one of claims 2 to 5.
The first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV are each a control device for a compression self-ignition engine that further changes according to the rotation speed of the engine. 請求項２〜６のいずれか１項に記載の圧縮自己着火式エンジンの制御装置において、
前記第１係数ＡＬＰＶ、前記第２係数ＢＬＰＶ、及び、前記第３係数ＣＬＰＶはそれぞれ、一次の関数式、又は、二次の関数式によって表される圧縮自己着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression self-ignition engine according to any one of claims 2 to 6.
The first coefficient A LPV , the second coefficient B LPV , and the third coefficient C LPV are control devices for a compression self-ignition engine represented by a linear function expression or a quadratic function expression, respectively. 請求項２〜７のいずれか１項に記載の圧縮自己着火式エンジンの制御装置において、
前記コントローラは、フィードバック制御器を有し、
前記フィードバック制御器は、前記エンジンの目標出力と前記センサの前記検知信号に基づく前記エンジンの出力との偏差、及び、前記推定器の前記状態推定信号を受けると共に、フィードバック操作量ｕＦＢ，ｋを出力し、
前記フィードバック制御器の制御則は、式（５）である圧縮自己着火式エンジンの制御装置。
Figure 0006985676
 但し、ｘｉ,ｋは、前記偏差の累積項である。ＫＬＰＶは、フィードバックゲインである。 In the control device for the compression self-ignition engine according to any one of claims 2 to 7.
The controller has a feedback controller.
The feedback controller receives the deviation between the target output of the engine and the output of the engine based on the detection signal of the sensor, and the state estimation signal of the estimator, and inputs the feedback operation amounts u FB, k . Output and
The control rule of the feedback controller is the control device of the compression self-ignition engine according to the equation (5).
Figure 0006985676
 However, x i and k are cumulative terms of the deviation. K LPV is the feedback gain. 請求項８に記載の圧縮自己着火式エンジンの制御装置において、
前記フィードバックゲインＫＬＰＶは、前記式（１）及び式（２）の線形パラメータ変動モデルに基づいて設定されると共に、前記フィードバックゲインＫＬＰＶは、サイクル毎に、前記エンジンの目標トルクに応じて設定される圧縮自己着火式エンジンの制御装置。 In the control device for the compression self-ignition engine according to claim 8.
The feedback gain K LPV is set based on the linear parameter fluctuation models of the equations (1) and (2), and the feedback gain K LPV is set for each cycle according to the target torque of the engine. The control device of the compression self-igniting engine to be. 請求項８又は９に記載の圧縮自己着火式エンジンの制御装置において、
前記コントローラはさらに、フィードフォワード制御器を有し、
前記フィードフォワード制御器は、前記目標出力と、前記推定器の前記状態推定信号とを受けると共に、フィードフォワード操作量を出力するよう構成されている圧縮自己着火式エンジンの制御装置。
In the control device for the compression self-ignition engine according to claim 8 or 9.
The controller further has a feedforward controller.
The feedforward controller is a control device for a compression self-ignition engine configured to receive the target output and the state estimation signal of the estimator and output a feedforward operation amount.
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