CN100404827C - 内燃机的气缸入流排气量计算系统和内燃机的进气通道入流排气量计算系统 - Google Patents

Abstract

一种内燃机的气缸入流排气量计算系统，该内燃机配备有进气通道、排气通道、连接进气通道和排气通道的排气再循环通道、和配置在排气再循环通道中用于控制流入排气再循环通道的排气流动速率的排气流动速率控制阀门，并且该系统利用被定义为通过排气流动速率控制阀门的排气量的通过排气量，计算被定义为流入气缸的排气量的气缸入流排气量，其中考虑到对应于通过排气流动速率控制阀门的排气到达气缸之前所耗时间的迟滞时间、以及气缸入流排气量变化相对于通过排气量变化的跟踪滞后，计算气缸入流排气量。

Description

内燃机的气缸入流排气量计算系统和内燃机的进气通道入流排气量计算系统

发明背景

1.发明领域

本发明涉及一种内燃机的气缸入流排气计算系统和内燃机的进气通道入流排气量计算系统。

2.相关领域描述

在日本未经审查的专利公开(Kokai)No.8-128359中公开了一种内燃机，其中该内燃机的排气通道和进气通道通过排气再循环通道连接，并且用于控制流过排气再循环通道的排气流动速率的排气流动速率控制阀门配置在该排气再循环通道中。在该内燃机中，可以将自气缸排出的排气引入到排气通道，通过该排气再循环通道到达进气通道，由此使得排气在气缸中进行再循环。在内燃过程中，使排气以此方式在气缸中再循环，以确定燃料的注入量，由此空燃比变为目标空燃比，计算了排气量与充气到气缸中的气体量的比(即，EGR速率)。

在日本未经审查的专利公开(Kokai)No.8-128359中，预先获得具有映射形式的稳定状态操作时的EGR速率，并且在稳定状态操作时通过该映射获得EGR速率。而且，在日本未经审查的专利公开(Kokai)No.8-128359中，通过稳定状态操作时的EGR速率的映射获得的EGR速率被用于估计瞬间操作时的EGR速率。具体地，如果通过排气流动速率控制阀门的排气量被称为“通过气体量”，则所获得的与排气流动速率控制阀门的实际开度有关的通过气体量相对于所获得的与排气流动速率控制阀门的目标开度有关的通过气体量的比乘以稳定状态操作时的EGR速率，以获得瞬间操作时的EGR速率。

即，如果所获得的与排气流动速率控制阀门的目标开度有关的通过气体量由Qt表示，所获得的与排气流动速率控制阀门的实际开度有关的通过气体量由Qa表示，稳定状态操作时的EGR速率由Rc表示，则在日本未经审查的专利公开(Kokai)No.8-128359中，获得了瞬间操作时的EGR速率，即R＝Rc·Qa/Qt。而且，在日本未经审查的专利公开(Kokai)No.8-128359中，注意到这一事实，即从发出用于改变排气流动速率控制阀门开度的指令的时刻到排气流动速率控制阀门开度变为目标开度的时刻之间，存在数分钟的滞后，并且实际上是滞后量之前计算的瞬间操作时的EGR速率被用作瞬间操作时的EGR速率。

概括本发明待解决的问题是，在日本未经审查的专利公开(Kokai)No.8-128359中，通过排气流动速率控制阀门的排气量被用于，基于稳定状态操作时的EGR速率，估计瞬间操作时的EGR速率。未直接发现充气到气缸中本身的排气量。因此，当由瞬间操作时的EGR速率估计充气到气缸中的排气量时，可以认为估算值的精度没有那么高。而且，排气流动速率控制阀门的响应中有时还存在变化。在该情况中，通过排气流动速率控制阀门的气体量本身的精度以变低而告终。

发明概述

本发明的目的在于准确地计算流入内燃机气缸的排气量。

为了达到上述目的，根据本发明的第一方面，提供了一种内燃机的气缸入流排气量计算系统，该内燃机配备有进气通道、排气通道、连接进气通道和排气通道的排气再循环通道、和配置在排气再循环通道中用于控制流入排气再循环通道的排气流动速率的排气流动速率控制阀门，并且该系统利用被定义为通过排气流动速率控制阀门的排气量的通过排气量，计算被定义为流入气缸的排气量的气缸入流排气量，其中考虑到对应于通过排气流动速率控制阀门的排气到达气缸之前的所耗时间的迟滞时间、以及气缸入流排气量变化相对于通过排气量变化的跟踪滞后，计算气缸入流排气量。

优选地，该跟踪滞后是一阶滞后，并且该一阶滞后的时间常数和迟滞时间根据发动机速度变化。

可替换地，优选地，内燃机配备有多个气缸，预先获得了每个气缸中的实际气缸入流排气量相对于计算的气缸入流排气量的比，作为分配常数，并且该分配常数与计算的气缸入流排气量相乘，以计算每个气缸中的气缸入流排气量。

可替换地，优选地，内燃机配备有多个气缸，并且针对每个气缸设置跟踪滞后和迟滞时间。

可替换地，优选地，内燃机配备有进气阀门，其具有可变关闭正时，并且根据进气阀门的该关闭正时，改变所述跟踪滞后的设置和所述迟滞时间的设置。

可替换地，优选地，通过根据发动机操作状态改变从排气流动速率控制阀门到进气阀门的通道容积、或者通过根据发动机操作状态改变进气通道的通路截面积这两种方式中的一种，可以改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，并且根据所述通道容积和所述气体流动速率中的一个，可以改变跟踪滞后的设置和迟滞时间的设置。

可替换地，优选地，通过根据发动机操作状态改变从所述排气流动速率控制阀门到所述进气阀门的通道容积、或者通过根据发动机操作状态改变所述进气通道的通路截面积这两种方式中的一种，可以改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，预先获得并存储了以下所述的函数式，其通过进气通道中的压力以及所述进气通道中除了压力以外的参数的函数表示通过排气量，利用该函数式，由进气通道中的压力计算通过排气量，并且根据所述通道容积和所述气体流动速率中的一个，改变进气通道中除了压力以外的参数。

根据本发明的第二方面，提供了一种内燃机的气缸入流排气量计算系统，该内燃机配备有进气通道、排气通道、连接进气通道和排气通道的排气再循环通道、和配置在排气再循环通道中用于控制流入排气再循环通道的排气流动速率的排气流动速率控制阀门，该系统利用改变通过排气量的参数，计算被定义为通过排气流动速率控制阀门的排气量的所述通过排气量，并且该系统利用所述计算的通过排气量，计算被定义为流入气缸的排气量的气缸入流排气量，其中读入参数值，在该读取的值中反映了对应于通过排气流动速率控制阀门的排气到达气缸之前的所耗时间的迟滞时间、以及气缸入流排气量变化相对于通过排气量变化的跟踪滞后，并且利用反映了迟滞时间和跟踪滞后的该读取值，计算通过排气量。

优选地，该跟踪滞后是一阶滞后，并且该一阶滞后的时间常数和迟滞时间根据发动机速度变化。

可替换地，优选地，内燃机配备有多个气缸，预先获得了每个气缸中的实际的气缸入流排气量相对于计算的气缸入流排气量的比，作为分配常数，并且该分配常数与计算的气缸入流排气量相乘，以计算每个气缸中的气缸入流排气量。

可替换地，优选地，内燃机配备有多个气缸，并且针对每个气缸设置跟踪滞后和迟滞时间。

可替换地，优选地，内燃机配备有进气阀门，其具有可变关闭正时，并且根据进气阀门的该关闭正时，改变所述跟踪滞后的设置和所述迟滞时间的设置。

可替换地，优选地，通过根据发动机操作状态改变从排气流动速率控制阀门到进气阀门的通道容积，或者通过根据发动机操作状态改变进气通道的通路截面积这两种方式中的一种，可以改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，并且根据所述通道容积和所述气体流动速率中的一个，可以改变跟踪滞后的设置和迟滞时间的设置。

根据本发明的第三方面，提供了一种内燃机的进气通道入流排气量计算系统，该内燃机配备有进气通道、排气通道、连接进气通道和排气通道的排气再循环通道、和配置在排气再循环通道中用于控制流入排气再循环通道的排气流动速率的排气流动速率控制阀门，该系统利用被定义为通过所述排气流动速率控制阀门的排气量的通过排气量，计算被定义为流入进气通道的排气量的进气通道入流排气量，其中考虑到对应于通过排气流动速率控制阀门的排气到达进气通道之前的所耗时间的迟滞时间、以及进气通道入流排气量变化相对于通过排气量变化的跟踪滞后，计算进气通道入流排气量。

优选地，该跟踪滞后是一阶滞后，并且该一阶滞后的时间常数和迟滞时间根据发动机速度变化。

可替换地，优选地，内燃机配备有多个气缸，排气再循环通道连接到进气通道，该进气通道连接到每个气缸，预先获得了针对连接到每个气缸的进气通道气缸的实际进气通道入流排气量相对于计算的气缸入流排气量的比，作为分配常数，并且该分配常数与计算的进气通道入流排气量相乘，以计算连接到每个气缸的进气通道中的进气通道入流排气量。

可替换地，优选地，内燃机配备有多个气缸，并且针对每个气缸设置跟踪滞后和迟滞时间。

可替换地，优选地，内燃机配备有进气阀门，其具有可变关闭正时，并且根据进气阀门的该关闭正时，改变所述跟踪滞后的设置和所述迟滞时间的设置。

可替换地，优选地，通过根据发动机操作状态改变从排气流动速率控制阀门到进气阀门的通道容积、或者通过根据发动机操作状态改变进气通道的通路截面积这两种方式中的一种，可以改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，并且根据所述通道容积和所述气体流动速率中的一个，改变跟踪滞后的设置和迟滞时间的设置。

可替换地，优选地，通过根据发动机操作状态改变从所述排气流动速率控制阀门到所述进气阀门的通道容积、或者通过根据发动机操作状态改变所述进气通道的通路截面积，可以改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，预先获得并存储了以下所述的函数式，该函数式通过进气通道中的压力以及所述进气通道中除了压力以外的参数的函数表示通过排气量，利用该函数式，由进气通道中的压力计算通过排气量，并且根据所述通道容积和所述气体流动速率中的一个，改变进气通道中除了压力以外的参数。

根据本发明的第四方面，提供了一种内燃机的进气通道入流排气量计算系统，该内燃机配备有进气通道、排气通道、连接进气通道和排气通道的排气再循环通道、和配置在排气再循环通道中用于控制流入排气再循环通道的排气流动速率的排气流动速率控制阀门，该系统利用改变通过排气量的参数，计算被定义为通过排气流动速率控制阀门的排气量的所述通过排气量，并且该系统利用所述计算的通过排气量，计算被定义为流入进气通道的排气量的进气排气量，其中读入参数值，该读取的值中反映了对应于通过排气流动速率控制阀门的排气到达气缸之前的所耗时间的迟滞时间、以及气缸入流排气量变化相对于通过排气量变化的跟踪滞后，并且利用反映了迟滞时间和跟踪滞后的该读取的值，计算通过排气量。

优选地，该跟踪滞后是一阶滞后，并且该一阶滞后的时间常数和迟滞时间根据发动机速度变化。

可替换地，优选地，内燃机配备有多个气缸，排气再循环通道连接到进气通道，该进气通道连接到每个气缸，预先获得了针对连接到每个气缸的进气通道的实际的进气通道入流排气量相对于计算的气缸入流排气量的比，作为分配常数，并且该分配常数与计算的进气通道入流排气量相乘，以计算连接到每个气缸的进气通道中的进气通道入流排气量。

可替换地，优选地，内燃机配备有多个气缸，并且针对每个气缸设置跟踪滞后和迟滞时间。

可替换地，优选地，内燃机配备有进气阀门，其具有可变关闭正时，并且根据进气阀门的该关闭正时，改变所述跟踪滞后的设置和所述迟滞时间的设置。

可替换地，优选地，通过根据发动机操作状态改变从排气流动速率控制阀门到进气阀门的通道容积、或者通过根据发动机操作状态改变进气通道的通路截面积这两种方式中的一种，可以改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，并且根据所述通道容积和所述气体流动速率中的一个，可以改变跟踪滞后的设置和迟滞时间的设置。

附图简述

通过下面对优选实施例的描述，本发明的这些和其他目的及特征将变得更加清楚，其中通过参考附图给出了优选实施例，在附图中：

图1是配备有本发明的控制系统的内燃机的整体视图；

图2是能够应用于未配备EGR系统的内燃机的气缸入流气体模型的视图；

图3是节气阀门开度和流动速率系数之间的关系的视图；

图4是节气阀门开度和开口截面积之间的关系的视图；

图5是函数Ф(P_m/P_a)的视图；

图6是节气阀门模型的基本概念的视图；

图7是能够应用于未配备EGR系统的内燃机的进气管道模型的基本概念的视图；

图8是进气阀门模型的基本概念的视图；

图9是与气缸充气气体量和气缸入流气体流动速率的定义相关的视图；

图10是能够应用于配备有EGR系统的内燃机的本发明的气缸入流气体模型的视图；

图11是能够应用于配备有EGR系统的内燃机的进气管道模型的基本概念的视图；

图12是EGR控制阀门通过气体流动速率的计算中的基本概念的视图；

图13是发动机负荷因子和排气压力的关系的视图；

图14是EGR控制阀门通过气体流动速率和排气温度的关系的视图；

图15是当EGR控制阀门通过气体流动速率变化时的入流排气再循环速率变化的视图；

图16A是发动机速度NE和关于入流排气再循环速率的迟滞时间Td1的关系的视图；

图16B是发动机速度NE和关于入流排气再循环速率的时间常数τ1的关系的视图；

图17A是发动机速度NE和关于气缸入流排气再循环速率的迟滞时间Td2的关系的视图；

图17B是发动机速度NE和关于气缸入流排气再循环速率的时间常数τ2的关系的视图；

图18是用于计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr的程序的流程图；

图19A是曲轴旋转360°所耗时间T360°和迟滞时间Td之间的关系的视图；

图19B是曲轴旋转360°所耗时间T360°和时间常数τ之间的关系的视图；

图20A是发动机速度NE和关于入流排气再循环速率的迟滞时间Td1之间的关系的视图；

图20B是发动机速度NE和关于入流排气再循环速率的平滑数目N1之间的关系的视图；

图21A是发动机速度NE和关于气缸入流排气流动速率的迟滞时间Td2之间的关系的视图；

图21B是发动机速度NE和关于气缸入流排气流动速率的平滑数目N2之间的关系的视图；

图22是用于计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr的程序的流程图；

图23是考虑了关于每个气缸的分配系数的用于计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr的程序的流程图；

图24是考虑了关于每个气缸的分配系数以及迟滞时间和时间常数的用于计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr的程序的流程图；

图25A是进气阀门关闭正时CA和迟滞时间Td2之间的关系的视图；

图25B是进气阀门关闭正时CA和时间常数τ2之间的关系的视图；

图26A是进气阀门关闭正时CA和关于迟滞时间Td2的修正系数Ktd之间的关系的视图；

图26B是进气阀门关闭正时CA和关于时间系数τ2的修正系数Kτ之间的关系的视图；

图27A是进气阀门关闭正时CA和迟滞时间Td2之间的关系的视图；

图27B是进气阀门关闭正时CA和时间系数τ2之间的关系的视图；

图28A是进气阀门关闭正时CA和关于迟滞时间Td2的修正系数Ktd之间的关系的视图；

图28B是进气阀门关闭正时CA和关于时间系数τ2的修正系数Kτ之间的关系的视图；

图29A是进气阀门关闭正时CA和迟滞时间Td2之间的关系的视图；

图29B是进气阀门关闭正时CA和时间系数τ2之间的关系的视图；

图30A是进气阀门关闭正时CA和关于迟滞时间Td2的修正系数Ktd之间的关系的视图；

图30B是进气阀门关闭正时CA和关于时间系数K_T的修正系数Kτ之间的关系的视图；

图31是用于解释EGR控制阀门通过气体量m_egr的视图；

图32是排气压力P_e、排气温度T_e以及

的曲线图；

图33A是函数Ф(P_m/P_e)的曲线图；

图33B是函数Ф(P_m/P_e)的曲线图；

图34是发动机负荷因子KLon和进气管道压力P_m之间的关系的示例的曲线图；

图35A是发动机速度NE、EGR开度θ_e和梯度e1^*之间的关系的曲线图；

图35B是发动机速度NE、EGR开度θ_e和梯度e2^*之间的关系的曲线图；

图35C是发动机速度NE和EGR开度θ_e的函数的梯度e1^*映射的视图；

图35D是发动机速度NE和EGR开度θ_e的函数的梯度e2^*映射的示图；

图36是连接点处进气管道压力d^*的曲线图；

图37A是发动机速度NE、EGR开度θ_e和连接点处的发动机负荷因子r^*的曲线图；

图37B是发动机速度NE和EGR开度θ_e的函数的发动机负荷因子r^*的映射的视图；

图38是发动机负荷因子KLon和进气管道压力P_m之间的关系的示例的曲线图；

图39是发动机负荷因子KLoff和进气管道压力P_m之间的关系的示例的曲线图。

图40A是发动机速度NE和梯度a1^*之间的关系的曲线图；

图40B是发动机速度NE和梯度a2^*之间的关系的曲线图；

图41是连接点处的发动机负荷因子c的曲线图；

图42是用于解释差ΔKL的曲线图；

图43是用于计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr的程序的流程图；

图44是差ΔKL和进气管道压力P_m之间的关系的示例曲线图；

图45A是发动机速度NE和EGR开度θ_e的函数的梯度h1^*映射的视图；

图45B是发动机速度NE和EGR开度θ_e的函数的梯度h2^*映射的视图；

图45C是发动机速度NE和EGR开度θ_e的函数的连接点处的差i^*映射的视图；

图46是根据本发明的另一实施例的用于计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr的程序的流程图；

图47是EGR开度θ_e和步数STP之间的关系的曲线图；

图48A是发动机冷却水温度THW和发动机预热修正系数kwu之间的关系的视图；

图48B是滞后角RTD和延滞修正系数krtd之间的关系的视图；

图48C是增加修正量Finc和增加修正系数kinc之间关系的视图；

图49是本发明的另一实施例的内燃机的部分视图；

图50A是进气管道压力P_m同发动机负荷因子KLon和KLoff之间的关系的视图；

图50B是进气管道压力P_m同发动机负荷因子KLon和KLoff之间的关系的视图；

图51A是配备有涡流控制阀门的内燃机的进气通道的视图；并且

图52B是处于不同于图51A所示状态的状态的配备有漩流控制阀门的内燃机的进气通道的视图。

优选实施例描述

下面将通过参考附图，详细描述本发明的优选实施例。

图1是应用了本发明的内燃机的整体视图，在下面的解释中，该解释是针对缸内喷射(或者直接喷射)类型的火花点火内燃机的示例进行的，但是本发明还可以应用于其他的火花点火内燃机。在图1中，1是发动机主体，2是气缸体，3是活塞，4是气缸盖，5是气缸(燃烧室)，6是进气阀门，7是进气口，8是排气阀门，9是排气口，10是火花塞，11是燃料喷射器，而12是腔。

进气口7通过用于每个气缸5的进气管13连接到平衡箱14。平衡箱14通过上游进气管道15连接到空气滤清器16。上游进气管道15具有节气阀门18，其由配置在其内部的步进电机17驱动。另一方面，进气口9连接到排气管道19。排气管道19连接到排气净化设备20。

排气管道19通过排气再循环通道(在下文中被称为“EGR通道”)连接到进气管13。EGR通道21具有EGR控制阀门22，用于控制流过配置在其内部的EGR通道21内部的排气流动速率。来自内燃机的气缸5排出的排气再一次通过该EGR通道21引入到气缸内部。在本文件中，通过该EGR通道21在气缸内部再循环的排气也被称为“EGR气体”。

电子控制单元(ECU)31包括数字计算机，其配备有通过双向总线32相互连接的随机存取存储器(RAM)33、只读存储器(ROM)34、微处理器(CPU)35、输入端口36、以及输出端口37。进气管13具有附装于其的进气管道压力传感器40，用于检测进气管13内部的压力(下文中也被称为“进气管道压力”)。进气管道压力传感器40产生了与进气管道压力成比例的输出电压。其输出电压通过相应的AD转换器38输入到输入端口36。

而且，内燃机配备有用于检测节气阀门18开度的节气阀门开度传感器43、用于检测内燃机周围的大气压力或者进入上游进气管道15的空气压力(进气压力)的大气压力传感器44、以及用于检测进入上游进气管道15的空气温度(进气温度)的大气温度传感器45。这些传感器44和45产生了与大气压力和大气温度成比例的输出电压。这些输出电压通过相应的AD转换器38输入到输入端口36。

而且，加速踏板46具有连接到其的负荷传感器47，用于产生与加速踏板46的下压量成比例的输出电压。负荷传感器47的输出电压通过相应的AD转换器38输入到输入端口36。而且，内燃机配备有曲轴角度传感器48。例如，每当曲轴转过30度时，曲轴角度传感器48产生输出脉冲。该输出脉冲输入到输入端口36。CPU 35由曲轴角度传感器45的输出脉冲计算发动机速度。

另一方面，输出端口37通过相应的驱动电路39连接到火花塞10、燃料喷射器11、步进电机17和EGR控制阀门22。应当注意，基于从输出端口37发送到EGR控制阀门22的步进信号，在ECU 31中计算EGR控制阀门22的开度。

应当注意，基于充气到气缸5中的空气量，确定有待从燃料喷射器10喷射到气缸5内部的燃料量(下文简单地被称为“燃料喷射量”)，由此气缸5中的空燃混合物的空燃比准确地变为目标空燃比。因此，为了使气缸5中的空燃混合物的空燃比准确地变为目标空燃比，有必要获得对充气到气缸5中的空气量(下文被称为“气缸充气空气量”)的准确了解。这里，作为用于估计气缸充气空气量的方法，存在这样的方法，其用于将空气流量计附装于内燃机，该空气流量计用于检测通过节气阀门18或者另一传感器的空气质量流动速率，使用这些传感器的输出值作为变量，预先准备用于计算气缸充气空气量的映射，并且由传感器的输出值和该映射，估计气缸充气空气量。

然而，当使用用于估计气缸充气空气量的映射时，为了准确地估计气缸充气空气量，有必要增加映射和变元的数目。然而，如果增加映射的数目，则有必要扩大存储这些映射的ROM 34的存储容量，并且内燃机的成本以变高而告终。而且，当利用该映射估计气缸充气空气量时，有必要准备关于每种类型的内燃机的映射，或者即使在使用相同类型的内燃机时，还有必要准备关于每个独立的内燃机的映射，因此准备该映射所牵涉的劳动变大。另一方面，如果试图通过增加映射的变元来更加准确地估计气缸充气空气量，则准备映射的劳动以变大得多而告终。

因此，作为映射的替换，正在研究通过利用得自模型的式进行数值计算来计算气缸充气空气量的方法。该方法已由本受让人申请专利(日本专利申请No.2001-316350)。已由本受让人提交的该方法是一种应用于内燃机的方法，其中排气未再循环到气缸中，因此对于具有本实施例的EGR设备的内燃机其并不适用，但是对于理解后面提及的能够适用于本实施例的方法，其很可能具有参考价值，因此首先将解释已由本受让人申请专利的该方法。

已由本受让人申请专利的该方法得自图2中示出的模型(下文中被称为“气缸入流气体模型”)。图2所示的气缸入流气体模型M20包括节气阀门模型M21，进气管道模型M22和进气阀门模型M23。

节气阀门模型M21接收由节气阀门开度传感器43检测的节气阀门18的开度θ_t(节气阀门开度)、由大气压力传感器45检测到的大气压力P_a、由大气温度传感器44检测到的大气温度T_a和在进气管道模型M22中计算的进气管13内部的压力P_m(下文被称为“进气管道压力”)，作为输入。在模型M21中，由这些输入参数计算每单位时间通过节气阀门18的空气流动速率m_t(下文被称为“节气阀门通过空气流动速率”)。

而且，进气管道模型M22接收在上面提及的节气阀门模型M21中计算的节气阀门通过空气流动速率m_t、在进气阀门模型M23中计算的每单位时间流入气缸5的气体流动速率m_c(下文被称为“气缸入流气体流动速率”)、和大气温度T_a，作为输入。在模型M22中，由这些输入参数计算进气管道压力P_m和进气管13内部的气体温度T_m(下文被称为“进气管道温度”)。

而且，进气阀门模型M23接收在上文提及的进气管道模型M22中计算的进气管道压力P_m、进气管道温度T_m和大气温度T_a，作为输入。在该模型M23中，由这些输入参数计算气缸入流气体流动速率m_c。而且，通过该方法，如下文所解释的，气缸入流气体流动速率mc被用于计算流入气缸5的气体量M_c(下文被称为“气缸充气气体量”)。

如将由图2所理解的，在气缸入流气体模型M20中，由于将在不同模型中计算的参数值用作输入到分立模型的参数值，因此实际上输入到气缸入流气体模型M20的参数值仅为节气阀门开度θ_t、大气压力P_a、和大气温度T_a。即，根据该方法，可以认为，气缸充气气体量M_c是由三个参数计算的。

下面，将详细解释模型M21～M23。在节气阀门模型M21中，大气压力P_a、大气温度T_a、进气管道压力P_m、和节气阀门开度θ_t输入到下列式(1)，并且解该式以计算节气阀门通过气体流动速率m_t。

$m_t={\mathrm{\μ}}_t\left({\mathrm{\θ}}_t\right)\·A_t\left({\mathrm{\θ}}_t\right)\·\frac{P_a}{\sqrt{R\·T_a}}\·\mathrm{\Φ}\left(\frac{P_m}{P_a}\right)---\left(1\right)$

在式(1)中，μ_t是节气阀门中的流动速率系数并且是节气阀门开度θ_t的函数，而且其由图3所示所示映射确定。而且，A_t是节气阀门的开口截面积并且是节气阀门开度θ_t的函数，其由图4所示映射确定。应当注意，还可以获得组合了流动速率系数μ_t和开口截面积A_t的μ_t·A_t，作为来自单一映射的节气阀门开度θ_t的函数。而且，R是关于气体常数的常数，并且是通过使所谓的气体常数R^*除以每摩尔空气质量M_a而获得的值(R＝R^*/M_a)。

而且，Ф(P_m/P_a)是以P_m/P_a为变量的函数，如下列式(2)所示：

$\mathrm{\Φ}\left(\frac{P_m}{P_a}\right)=\left\{\begin{array}{cc}\sqrt{\frac{\mathrm{\κ}}{2(\mathrm{\κ}+1)}}& ...\frac{P_m}{P_a}\≤\frac{1}{\mathrm{\κ}+1}\\ \sqrt{[\left(\frac{\mathrm{\κ}-1}{2\mathrm{\κ}}\right)\·(1-\frac{P_m}{P_a})+\frac{P_m}{P_a}]\·(1-\frac{P_m}{P_a})}& ...\frac{P_m}{P_a}>\frac{1}{\mathrm{\κ}+1}\end{array}\right.---\left(2\right)$

在式(2)中，κ是比热比。在该方法中，κ是恒定值。

应当注意，存在如图5所示的函数Ф(P_m/P_a)和P_m/P_a之间的关系。因此，作为式(2)的替换，还可以预先在ROM 34中存储用于计算以P_m/P_a为变量的函数Ф(P_m/P_a)的映射，并且由P_m/P_a和该映射计算函数Ф(P_m/P_a)的值。

应当注意，式(1)和(2)使用节气阀门18的上游空气压力作为大气压力P_a，使用节气阀门18的上游空气温度作为大气温度T_a，并且使用通过节气阀门18的空气压力作为进气管道压力P_m，并且其是这样得到的，即在质量守恒定律、能量守恒定律和动量守恒定律下，基于诸如图6所示的关于节气阀门18的模型、气体状态方程、比热比的定义(κ＝Cp/Cv)以及Meyer关系(Cp＝Cv+R^*)，利用节气阀门18的上游空气和通过节气阀门18的空气之间存在的关系。这里，Cp是定压比热，Cv是定容比热，而R^*是所谓的气体常数。

下面，将解释进气管道模型M22。在进气管道模型M22中，节气阀门通过气体流动速率m_t、气缸入流气体流动速率m_c和大气温度T_a输入到下式(3)和(4)中，并且解这些式以计算进气管道压力P_m和进气管道温度T_m：

$\frac{d}{\mathrm{dt}}\left(\frac{P_m}{T_m}\right)=\frac{R}{V}\·(m_t-m_c)---\left(3\right)$

$\frac{d{P}_m}{\mathrm{dt}}=\mathrm{\κ}\·\frac{R}{V}\·(m_t\·T_a-m_c\·T_m)---\left(4\right)$

在式(3)和(4)中，V是从节气阀门18到进气阀门6、平衡箱14、进气管13和进气口7(下文被一起称为“进气管道部分”)的进气管道15的总容积，并且通常是恒定的值。

应当注意，这些式(3)和(4)是在质量守恒定律和能量守恒定律下，基于图7所示关于进气管道部分的模型，得自流入进气管道部分的空气和自进气管道部分流出并流入到气缸的空气之间存在的关系。

具体地，如果进气管道部分中的空气总量是M，则该空气总量M随时间的变化等于流入进气管道部分的空气流动速率mt(即，节气阀门通过空气流动速率)和自进气管道部分流出并流入到气缸中的空气流动速率mc(即，气缸入流气体量)之间的差，因此在质量守恒定律下，存在下式(5)：

$\frac{\mathrm{dM}}{\mathrm{dt}}=m_t-m_c---\left(5\right)$

而且，上式(3)得自式(5)和气体状态方程(P_m·V＝M·R^*·T_m)。

而且，进气管道部分中的空气能量M·Cv·T_m随时间的变化等于流入进气管道部分的空气能量和自进气管道部分流出并流入到气缸中的空气能量之间的差，因此如果使流入进气管道部分的空气温度是大气温度T_a，并且使自进气管道部分流出并流入到气缸中的空气温度是进气管道温度T_m，则在能量守恒定律下，存在下式(6)：

$\frac{d(M\·\mathrm{Cv}\·T_m)}{\mathrm{dt}}=\mathrm{Cp}\·m_t\·T_a-\mathrm{Cp}\·m_c\·T_m---\left(6\right)$

而且，上式(4)得自该式(6)和气体状态方程。

下面，将解释进气阀门模型M23。在进气阀门模型M23中，进气管道压力Pm、进气管道温度T_m、和大气温度T_a输入到下式(7)，并且解该式以计算气缸入流气体流动速率mc：

$m_c=\frac{T_a}{T_m}\·(a\·P_m-b)---\left(7\right)$

在式(7)中，a和b是使用发动机速度NE作为变量获得的值。而且，当对应于进气阀门6的开启正时或关闭正时的阀门正时与对应于开启正时的操作角度中的至少一个在内燃机中可被改变时，在式(7)中，a和b是使用发动机速度NE和阀门正时或相位角度或这两者作为变量而得出的值。使用另一种方式的表达，在式(7)中，a是比例系数，而b是示出了在排气阀门8关闭时余留在气缸5中的气体量的值。

而且，在式(7)中，当发动机操作状态变化时，即，在瞬间操作时，有时进气管道温度T_m将发生大变化，因此将得自理论和经验的T_a/T_m用作修正系数，用于补偿进气管道温度T_m的变化。

应当注意，式(7)涉及进气阀门6。可以认为，如下面所详细解释的，基于诸如图8所示且得自理论和经验的模型，气缸入流气体流动速率m_c与进气管道压力P_m成比例。即，在进气阀门6关闭时，最终建立了气缸入流气体量M_c，并且其与进气阀门6关闭时的气缸5内部的压力成比例。这里，进气阀门6关闭时的气缸5内的压力被认为等于进气阀门6的上游空气的压力P_m(即，进气管道压力)，因此，由于其与进气管道压力P_m成比例，因此其可以近似于气缸充气气体量M_c。

另一方面，通过对在进气阀门6的开启周期过程内流入气缸5的空气流动速率m_c(气缸入流气体流动速率)在进气阀门6的开启周期中进行积分，获得了气缸充气气体量M_c。即，在气缸充气气体量M_c和气缸入流气体流动速率m_c之间存在这样的关系，气缸入流气体流动速率m_c的时间积分值是气缸充气气体量M_c。这样，由于气缸充气气体量M_c与进气管道压力P_m成比例，并且在气缸充气气体量M_c和气缸入流气体流动速率m_c之间存在这样的关系，即气缸入流气体流动速率m_c的时间积分值是气缸充气气体量M_c，因此气缸入流气体流动速率m_c还可以被认为与进气管道压力P_m成比例。

因此，通过该方法，气缸入流气体流动速率m_c被认为与进气管道压力P_m成比例，并且式(7)得自理论和经验。应当注意，通过式(7)计算的气缸入流气体流动速率m_c是每单位时间自进气管道部分流出的空气流动速率的平均值，因此通过使气缸入流气体流动速率m_c与内燃机的一个周期除以气缸数目所得到的时间相乘，得到了每个气缸5中的气缸充气气体量M_c。

下面，作为配备有四个气缸的内燃机的示例，将通过参考图9对其进行描述。在图9中，横坐标是曲轴角度，而纵坐标是每单位时间自进气管道部分流到气缸5的空气量。而且，在图9所示示例中，按照第一气缸#1、第三气缸#3、第四气缸#4和第二气缸#2的顺序，执行进气冲程。如果这样执行了进气冲程，则自进气管道部分流到每个气缸5的空气流动速率如图9中的虚线所示发生变化。结果，自进气管道部分流出的空气流动速率如图9中的实线所示发生变化。

而且，自进气管道部分流出的空气流动速率(图9中的实线)的平均值是气缸入流气体流动速率m_c。在图9中，其由虚线示出。因此，通过使气缸入流气体流动速率m_c(图9中的虚线)与所需用于内燃机的一个周期(在图9所示的示例中，其为曲轴旋转720°所耗时间)除以气缸数目(在图9所示的示例中，其为四个)所得到的时间(即，在图9所示的示例中，其为曲轴旋转180°所耗时间)所得到的时间相乘，计算了每个气缸5中的气缸充气气体量M_c。而且，例如，所计算的每个气缸5中的气缸充气气体量M_c与图9中的阴影部分相匹配。

下面，将解释在将上面的气缸入流气体模型M20应用于内燃机时的气缸充气气体量M_c的计算方法。气缸充气气体量M_c是通过气缸入流气体模型M20的式(1)～(4)和(7)获得的，但这5个式是离散的，以便于在安装到内燃机时，能够由ECU 31进行处理。即，如果设时间t和计算间隔(计算周期)Δt，则这5个式变为离散的，如下式(8)～(12)：

$m_t\left(t\right)={\mathrm{\μ}}_t\left({\mathrm{\θ}}_t\left(t\right)\right)\·A_t\left({\mathrm{\θ}}_t\left(t\right)\right)\·\frac{P_a}{\sqrt{R\·T_a}}\·\mathrm{\Φ}\left(\frac{P_m\left(t\right)}{P_a}\right)---\left(8\right)$

$\mathrm{\Φ}\left(\frac{P_m\left(t\right)}{P_a}\right)=\left\{\begin{array}{cc}\sqrt{\frac{\mathrm{\κ}}{2(\mathrm{\κ}+1)}}& ...\frac{P_m\left(t\right)}{P_a}\≤\frac{1}{\mathrm{\κ}+1}\\ \sqrt{\left[\right(\frac{\mathrm{\κ}-1}{2\mathrm{\κ}})\·(1-\frac{P_m\left(t\right)}{P_a})+\frac{P_m\left(t\right)}{P_a}]\·(1-\frac{P_m\left(t\right)}{P_a})}& ...\frac{P_m\left(t\right)}{P_a}>\frac{1}{\mathrm{\κ}+1}\end{array}\right.---\left(9\right)$

$\frac{P_m}{T_m}(t+\mathrm{\Δt})=\frac{P_m}{T_m}\left(t\right)+\mathrm{\Δt}\·\frac{R}{V}\·(m_t\left(t\right)-m_c\left(t\right))---\left(10\right)$

$P_m(t+\mathrm{\Δt})=P_m\left(t\right)+\mathrm{\Δt}\·\mathrm{\κ}\·\frac{R}{V}\·(m_t\left(t\right)\·T_a-m_c\left(t\right)\·T_m\left(t\right))---\left(11\right)$

$m_c\left(t\right)=\frac{T_a}{T_m\left(t\right)}\·(a\·P_m\left(t\right)-b)---\left(12\right)$

根据进行了该离散化并且安装到内燃机中的气缸入流气体模型M20，在节气阀门模型M21中计算的时刻t的节气阀门通过空气流动速率m_t(t)、在进气阀门模型M23中计算的时刻t的气缸入流气体流动速率m_c(t)、以及时刻t的进气管道温度T_m(t)输入到进气管道模型M22的式(10)和(11)，并且解式(10)和(11)，以计算时刻(t+Δt)的进气管道压力P_m(t+Δt)和进气管道温度T_m(t+Δt)。

而且，在进气管道模型M22中计算的进气管道压力P_m(t+Δt)和时刻t的节气阀门开度θ_t(t)输入到节气阀门模型M21的式(8)和(9)，并且解这些式以计算时刻(t+Δt)的节气阀门通过空气流动速率m_t(t+Δt)。而且，在进气管道模型M22中计算的进气管道压力P_m(t+Δt)和进气管道温度T_m(t+Δt)输入到进气阀门模型M23的式(12)，并且解该式以计算时刻(t+Δt)的气缸入流气体流动速率m_c(t+Δt)。

通过重复该计算，计算了任何时刻的气缸入流气体流动速率m_c。而且，如上文所解释的，通过使这样计算的气缸入流气体流动速率m_c按如上所述与一个周期除以气缸数目所得到的时间相乘，计算了任何时刻的每个气缸的气缸充气气体量M_c。

应当注意，在内燃机的启动时刻，即，在t＝0时，进气管道压力P_m被认为等于大气压力P_a(P_m(0)＝P_a)，进气管道温度T_m被认为等于大气温度T_a(T_m(0)＝T_a)，并且开始模型M21～M23中的计算。而且，在开始模型M20中的计算的时刻，还可以继续使用大气压力和大气温度，作为上文提及的气缸入流气体模型M20中使用的大气压力P_a和大气温度T_a，并且还可以使用时刻t的大气压力P_a(t)和大气温度T_a(t)。

下面，将解释能够应用于图1所示的的配备有EGR设备的内燃机的气缸入流气体模型。如果流入气缸的气体中的空气(新鲜空气)流动速率被称为气缸入流新鲜空气流动速率m_c-air，则由下式(13)获得了该气缸入流新鲜空气流动速率m_c-air：

m_c-air＝m_c-m_c-egr                   (13)

在式(13)中，m_c是被定义为流入气缸的气体流动速率的气缸入流气体流动速率，而m_c-egr是被定义为流入气缸的气体中的排气流动速率的气缸入流EGR气体流动速率。

这里，在稳定状态操作的情况中(例如，在这样的情况中，其中节气阀门开度、EGR开度、发动机速度等保持基本恒定)，通过EGR控制阀门22的排气流动速率m_egr(下文被称为“EGR控制阀门通过气体流动速率”)与气缸入流EGR气体流动速率m_c-egr是相等的(m_c-egr＝m_egr)。因此，式(13)可以重新写为下式(14)：

m_c-air＝m_c-megr              (14)

因此，如果获得了气缸入流气体流动速率m_c和EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr，则获得了气缸入流新鲜空气流动速率m_c-air，并且因此获得了被定义为在进气阀门6的关闭时刻充气到气缸5中的空气(新鲜空气)量的气缸充气新鲜空气量M_c-air。因此，在第一实施例中，图10所示的模型M10被用作用于计算气缸入流气体流动速率m_c的气缸入流气体模型。图10所示的气缸入流气体模型M10包括节气阀门模型M11、进气管道模型M12、进气阀门模型M13和EGR控制阀门模型M14。

节气阀门模型M11是与图2所示的节气阀门模型M21相同的模型。而且，进气阀门模型M13是与图2所示的进气阀门模型M23相同的模型。因此，将省略详细描述。简而言之，在节气阀门模型M11中，节气阀门开度θ_t、大气压力P_a、大气温度T_a和进气管道压力P_a输入到式(1)，并且解该式以计算节气阀门通过空气流动速率m_t，而在进气阀门模型M13中，大气温度T_a、进气管道压力P_a和进气管道温度T_m输入到式(7)，并且解该式以计算气缸入流气体流动速率m_c。

进气管道模型M12输入有在节气阀门模型M11中计算的节气阀门通过空气流动速率m_t、在进气阀门模型M13中计算的气缸入流气体流动速率m_c、大气温度T_a，和在EGR控制阀门模型M14中计算的每单位时间通过EGR控制阀门22的排气流动速率m_egr(下文被称为“EGR控制阀门通过气体流动速率”)，并且由这些输出参数计算进气管道压力P_m和进气管道温度T_m。

而且，EGR控制阀门模型M14输入有EGR开度θ_e、大气压力P_a、大气温度T_a、以及在进气管道模型M12中计算的进气管道压力P_m和排气温度T_e。在模型M14中，由这些输入参数计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。如由图10所将理解的，在气缸入流气体模型M10中，在不同的模型中计算的参数值用作输入到分立的模型的参数值，因此实际上输入到气缸入流气体模型M10的参数值仅为4个参数，即节气阀门开度θ_t、EGR开度θ_e、大气压力P_a和大气温度T_a。即，根据本实施例，可以认为，由这4个参数计算气缸充气气体量Mc。

下面，将详细解释进气管道模型M12和EGR控制阀门模型M14。在进气管道模型M12中，节气阀门通过空气流动速率m_t、气缸入流气体流动速率m_c、大气温度T_a、EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr和排气温度T_e输入到下式(15)和(16)中，并且解这些式以计算进气管道压力P_m和进气管道温度T_m：

$\frac{d}{\mathrm{dt}}\left(\frac{P_m}{T_m}\right)=\frac{R}{V}\·(m_t+{m_{\mathrm{egr}}-m}_c)---\left(15\right)$

$\frac{d{P}_m}{\mathrm{dt}}=\mathrm{\κ}\·\frac{R}{V}\·(m_t\·T_a+m_{\mathrm{egr}}\·T_e-m_c\·T_m)---\left(16\right)$

在式(15)和(16)中，V是从节气阀门18到进气阀门6的进气管道部分的容积，并且通常是恒定的值。

应当注意，这些式(15)和(16)是在质量守恒定律和能量守恒定律下，基于诸如图11所示的关于进气管道部分的模型，得自流入进气管道部分的空气、流入进气管道部分的排气和自进气管道部分流出并流入到气缸的气体之间存在的关系。

而且，在EGR控制阀门模型M14中，通过将EGR开度θ_e、进气管道压力P_m、排气压力P_e和排气温度T_e输入到下列式(17)，计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr：

$m_{\mathrm{egr}}={\mathrm{\μ}}_e\left({\mathrm{\θ}}_e\right)\·A_e\left({\mathrm{\θ}}_e\right)\·\frac{P_e}{\sqrt{R\·T_e}}\·\mathrm{\Φ}\left(\frac{P_m}{P_e}\right)---\left(17\right)$

在式(1)中，μ_e是EGR控制阀门22中的流动速率系数，并且是EGR开度θ_e的函数。而且，A_e是EGR控制阀门22的开口截面积，并且是EGR开度θ_e的函数。而且，R是关于气体常数的常数，并且是通过用所谓的气体常数R^*除以每摩尔排气质量M_e而获得的值(R_e＝R^*/M_e)。

而且，P_e是EGR控制阀门22的上游排气的压力，而T_e是EGR控制阀门22的上游排气的温度。而且，Ф(P_m/P_e)是以P_m/P_e为变量的函数，如下列式所示(18)：

$\mathrm{\Φ}\left(\frac{P_m}{P_e}\right)=\left\{\begin{array}{cc}\sqrt{\frac{\mathrm{\κ}}{2(\mathrm{\κ}+1)}}& ...\frac{P_m}{P_e}\≤\frac{1}{\mathrm{\κ}+1}\\ \sqrt{[\left(\frac{\mathrm{\κ}-1}{2\mathrm{\κ}}\right)\·(1-\frac{P_m}{P_e})+\frac{P_m}{P_e}]\·(1-\frac{P_m}{P_e})}& ...\frac{P_m}{P_e}>\frac{1}{\mathrm{\κ}+1}\end{array}\right.---\left(18\right)$

该式(18)是使用变量P_m/P_e替换式(2)的变量P_m/P_a而得到的式。因此，κ是比热比，并且在该实施例中，其是恒定值。

此外，存在如图5所示的函数Ф(P_m/P_e)和P_m/P_e之间的关系。因此，作为式(18)的替换，还可以预先在ROM 34中存储用于计算以P_m/P_e为变量的函数Ф(P_m/P_e)的映射，并且由该映射计算函数Ф(P_m/P_e)的值。

应当注意，式(17)和(18)使用EGR控制阀门22的上游排气压力作为排气压力P_e，使用EGR控制阀门22的上游排气温度作为排气温度T_e，并且使用EGR控制阀门22的排气的压力作为进气管道压力P_m，并且在质量守恒定律、能量守恒定律和动量守恒定律下，基于诸如图12所示的关于EGR控制阀门22的模型、气体状态方程、比热比的定义以及Meyer关系，利用EGR控制阀门22的上游排气和通过EGR控制阀门22的排气之间存在的关系，得到该式(17)和(18)。即，得到式(17)和(18)的基本思路与得到用于计算节气阀门通过空气流动速率的式(1)和(2)的基本思路相似。

这样，根据本实施例，排气压力P_e、排气温度T_e、进气管道压力P_m和EGR开度θ_e输入到计算式中，并且执行数值计算，由此计算了EGR控制阀门通过气体流动速率。因此，此时使用的映射数目变小，所以可以很大程度上减少准备映射所牵涉的劳动。

下面，将解释在将气缸入流气体模型M10安装到内燃机时的气缸充气新鲜空气量M_c-air的计算方法。新鲜空气量M_c-air是通过气缸入流气体模型M10的模型的式(1)、(2)、(7)和(15)～(18)获得的。当安装到内燃机中时，使这7个式是离散的，以便于能够由ECU 31进行处理。即，如果设时间是t和计算间隔(计算周期)是Δt，则式(1)和(7)变为离散的，如上式(8)、(9)和(12)。而且，使式(15)～(18)变为离散的，如下式(19)～(22)：

$\frac{P_m}{T_m}(t+\mathrm{\Δt})=\frac{P_m}{T_m}\left(t\right)+\mathrm{\Δt}\·\frac{R}{V}\·(m_t\left(t\right)+m_{\mathrm{egr}}\left(t\right)-m_c\left(t\right))---\left(19\right)$

$P_m(t+\mathrm{\Δt})=P_m\left(t\right)+\mathrm{\Δt}\·\mathrm{\κ}\·\frac{R}{V}\·(m_t\left(t\right)\·T_a+-m_{\mathrm{egr}}\left(t\right)\·T_e\left(t\right)-m_c\left(t\right)\·T_m\left(t\right))---\left(20\right)$

$m_{\mathrm{egr}}\left(t\right)={\mathrm{\μ}}_e\left({\mathrm{\θ}}_e\left(t\right)\right)\·A_e\left({\mathrm{\θ}}_e\left(t\right)\right)\·\frac{P_e\left(t\right)}{\sqrt{R\·T_e}}\·\mathrm{\Φ}\left(\frac{P_m\left(t\right)}{P_e\left(t\right)}\right)---\left(21\right)$

$\mathrm{\Φ}\left(\frac{P_m\left(t\right)}{P_e\left(t\right)}\right)=\left\{\begin{array}{cc}\sqrt{\frac{\mathrm{\κ}}{2(\mathrm{\κ}+1)}}& ...\frac{P_m\left(t\right)}{P_e\left(t\right)}\≤\frac{1}{\mathrm{\κ}+1}\\ \sqrt{\left[\right(\frac{\mathrm{\κ}-1}{2\mathrm{\κ}})\·(1-\frac{P_m\left(t\right)}{P_e\left(t\right)})+\frac{P_m\left(t\right)}{P_e\left(t\right)}]\·(1-\frac{P_m\left(t\right)}{P_e\left(t\right)})}& ...\frac{P_m\left(t\right)}{P_e\left(t\right)}>\frac{1}{\mathrm{\κ}+1}\end{array}\right.---\left(22\right)$

而且，还使用于计算排气应力Pe和排气温度Te的式是离散的，诸如在下式(23)和(24)中。后面将解释这些式的详细细节。

P_e(t)＝f₁(KL(t)，NE(t))                 (23)

T_e(t)＝f₂(m_egr(t-Δt)，NE(t))           (24)

根据进行了该离散化并且这样安装到内燃机中的气缸入流气体模型M10，通过将在节气阀门模型M11中计算的时刻t的节气阀门通过空气流动速率m_t(t)、在EGR控制阀门模型M14中计算的时刻t的EGR控制阀门通过气体量m_egr(t)、在进气阀门模型M13中计算的时刻t的气缸入流气体流动速率m_c(t)、以及时刻t的排气温度T_e(t)输入到进气管道模型M12的式(19)和(20)并且解这些式，计算时刻(t+Δt)的进气管道压力P_m(t+Δt)和进气管道温度T_m(t+Δt)。

而且，通过将在进气管道模型M12中计算的时刻(t+Δt)的进气管道压力P_m(t+Δt)和相同时刻(t+Δt)的节气阀门开度θ_t(t+Δt)输入到节气阀门模型M11的式(8)和(9)并且解这些式，计算时刻(t+Δt)的节气阀门通过空气流动速率m_t(t+Δt)。而且，通过将在进气管道模型M12中计算的时刻(t+Δt)的进气管道压力P_m(t+Δt)和进气管道温度T_m(t+Δt)输入到进气阀门模型M13的式(12)并且解该式，计算时刻(t+Δt)的气缸入流气体流动速率m_c(t+Δt)。

而且，通过将在进气管道模型M12中计算的时刻(t+Δt)的气缸入流气体流动速率m_c(t+Δt)和在前面程序中的EGR控制阀门模型14中计算的时刻t的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(t)输入到式(14)并且解此式，计算时刻(t+Δt)的气缸入流新鲜空气流动速率m_c-air(t+Δt)。

而且，通过将在进气管道模型M12中计算的时刻(t+Δt)的进气管道压力P_m(t+Δt)、相同时刻(t+Δt)的排气压力P_e(t)和相同时刻(t+Δt)的EGR开度θ_e(t+Δt)输入到EGR控制阀门模型M14的式(21)和(22)并且解这些式，计算时刻(t+Δt)的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(t+Δt)。而且，通过将时刻(t+Δt)的发动机负荷因子KL(t+Δt)和相同时刻(t+Δt)的发动机速度NE输入到式(23)并且解该式，计算时刻(t+Δt)的排气压力P_e(t+Δt)。

而且，通过将时刻t的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(t)和时刻(t+Δt)的发动机速度NE(t+Δt)输入到式(24)并且解此式，计算时刻(t+Δt)的排气温度T_e(t+Δt)。如此计算的m_c(t+Δt)、m_egr(t+Δt)和m_t(t+Δt)再次输入到进气管道模型M12的式(19)和(20)。通过重复该计算，计算了任何时刻的气缸入流新鲜空气流动速率m_c-air。而且，如上文所解释的，通过使这样计算的气缸入流新鲜空气流动速率m_c-air与一个周期除以气缸数目所得到的时间相乘，计算了任何时刻的每个气缸的气缸充气新鲜空气量M_c-air。

应当注意，在内燃机的启动时刻，即，在时刻t＝0时，进气管道压力P_m被认为等于大气压力P_a(P_m(0)＝P_a)，进气管道温度T_m和排气温度T_e被认为等于大气温度T_a(T_m(0)＝T_a，T_e(0)＝T_a)，并且开始模型M11～M13中的计算。而且，在开始模型M10中的计算的时刻，还可以继续使用大气压力和大气温度，作为上文提及的气缸入流气体模型M10中使用的大气压力P_a和大气温度T_a。还可以使用时刻t的大气压力P_a(t)和大气温度T_e(t)。

而且，在本实施例中，由使用4个参数(即排气压力P_e、排气温度T_e、进气管道压力P_m和EGR开度θ_e)的式(17)计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr，但是还可以由使用这4个参数的不同于式(17)的式，获得EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr，或者可以由使用这4个参数作为变元的映射获得EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。

而且，根据本实施例，EGR控制阀门通过气体流动速率是精确计算的，所以基于EGR控制阀门通过气体流动速率计算的气缸充气新鲜空气量也是精确计算的，并且因此用于使空燃比变为目标空燃比的燃料喷射量是精确计算的。而且，还可以利用根据本实施例计算的EGR控制阀门通过气体流动速率，用于EGR开度的反馈控制，由此EGR控制阀门通过气体量变为目标值。

下面，将解释推导用于计算排气压力的式(23)的方法。发动机负荷因子(％)是实际充气到气缸中的空气量(g)相对于在标准状态下占用气缸最大容积的气体量(g)的比，并且其是通过下式(25)获得的：

$\mathrm{KL}(\%)=\frac{M_{c-\mathrm{air}}}{\frac{\mathrm{DSP}}{\mathrm{NCYL}}\·{\mathrm{\ρ}}_{\mathrm{astd}}}\·100---\left(25\right)$

在式(25)中，M_c-air是被定义为在进气阀门关闭时充气每个气缸中的新鲜空气量的气缸充气新鲜空气量(g)，DSP是内燃机的排量(升)，NCYL是气缸的数目，而ρ_astd是标准状态下的空气密度(1个大气压，25℃)(约1.2g/升)。

参考图13，其示出了发动机负荷因子KL、发动机速度NE和排气压力P_e之间的关系，应当认识到，如果发动机负荷因子KL变大，则排气压力P_e变高，并且如果发动机速度NE变高，则排气压力P_e变高。而且，排气压力P_e主要较多取决于发动机负荷因子KL和发动机速度NE，因此由发动机负荷因子KL和发动机速度NE获得的排气压力的精确度相对是高的。

因此，排气压力P_e可以由以发动机负荷因子KL和发动机速度NE为变量的函数f₁(KL，NE)表示，如式(23)所示。在第一实施例中，该函数f₁(KL，NE)预先存储在ROM 34中，作为以发动机负荷因子KL和发动机速度NE为变量的映射，并且由以发动机负荷因子KL、发动机速度NE和该映射计算排气压力P_e。据此，没有必要提供用于检测内燃机中的排气压力的传感器，因此可以在缩减内燃机成本的同时精确地检测排气压力，接下来可以精确地检测EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。

而且，在具有EGR设备的内燃机中，当使用映射而非传感器检测排气压力时，有必要使用大量的参数，诸如发动机速度、燃料喷射量、燃料点火正时和EGR速率(排气量(g)相对于充气到气缸中的气体量(g)的比)，作为变元。然而，在本实施例中，通过使用发动机负荷因子作为参数，使用以发动机负荷因子和发动机速度为变元的映射是足够的，因此根据本实施例，可以减少准备映射所牵涉的劳动。当然，如果增加内燃机的成本是不成问题的，也可以使用传感器检测排气压力。

而且，在由上面的函数f₁而非发动机速度NE计算排气压力时，还可以使用气缸充气新鲜空气流动速率m_c-air作为变量。

下面，将解释推导用于计算排气温度T_e的式(24)的方法。如果由新流入EGR通道21引起的热量被称为“输入热量”，并且由EGR通道21释放到大气的热量被称为“释放热量”，如果EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr变大，即，如果流入EGR通道21的排气量变大，则输入热量将变得大于释放热量。因此，如果EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr变大，则排气温度将变高。而且，如果发动机速度变高，则由气缸释放的排气本身的温度将变高。即，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr、发动机速度NE和排气温度Te之间的关系变为图14所示。

而且，排气温度T_e很大程度上取决于EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr和发动机速度，因此由EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr和发动机速度NE获得的排气温度的精确度是相对高的。因此，排气温度T_e由函数f₂(m_egr，NE)表示，其以EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr和发动机速度NE为变量，如式(24)所示。在第一实施例中，该函数f₂(m_egr，NE)预先存储在ROM 34中，具有以EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr和发动机速度NE为变量的映射的形式，并且由EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr、发动机速度NE和该映射计算排气温度T_e。

据此，没有必要在内燃机中提供用于检测排气温度的传感器，因此可以在保持缩减内燃机成本的同时精确地检测排气温度，并且接下来可以精确地计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。当然，如果增加内燃机的成本是不成问题的，也可以使用传感器检测排气温度。

而且，如上文所述，自气缸排出的排气温度根据发动机速度NE变化，因此可以由使用发动机速度NE作为变元的一维映射获得排气温度。然而，当在EGR控制阀门模型M14中计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr时，使用EGR控制阀门22的上游排气温度作为排气温度T_e，而非使用自气缸排出的排气温度作为排气温度T_e，可以更加精确地计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。根据本实施例，EGR控制阀门22的上游排气温度用作用于计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr的排气温度T_e，因此可以精确地计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。

而且，在由上文提及的函数f₂计算排气温度时，还可以使用气缸入流新鲜空气流动速率m_c-air代替发动机速度作为变量。

然而，上面的实施例是以稳定状态操作为基础进行预测的。因此，应当认为，流入进气管道部分的排气流动速率(下文中被称为“进气管道入流排气流动速率”)等于EGR控制阀门通过气体流动速率，并且流入气缸的排气流动速率(下文中被称为“气缸入流排气流动速率”)等于EGR控制阀门通过气体流动速率。

然而，在瞬间操作时，如果例如EGR开度发生变化，并且EGR控制阀门通过气体流动速率发生变化，则进气管道入流排气流动速率和气缸入流排气流动速率临时地变得不等于EGR控制阀门通过气体流动速率。即，这些进气管道入流排气流动速率和气缸入流排气流动速率的变化具有滞后，而其跟踪EGR控制阀门通过气体流动速率的变化。因此，在瞬间操作时，为了保持上面的实施例中计算的参数值的精度，有必要考虑进气管道入流排气流动速率和气缸入流排气流动速率的变化相对于EGR控制阀门通过气体流动速率的变化的滞后。

如果在EGR控制阀门通过气体流动速率发生变化使考虑进气管道入流排气流动速率，如图15所示，则进气管道入流排气流动速率m_egr-k在自EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr变化时始的特定时间Td流逝之前，不会发生变化。在此特定时间Td流逝时候，其朝向EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr变化，同时伴随有一阶滞后。

这里，特定时间Td是通过EGR控制阀门22的排气到达进气管道部分之前所需的时间。通过EGR控制阀门22的排气流动速率越快，则进气管道压力越低，并且因此发动机速度越大，时间Td越短。即，特定时间Td(下文中被称为“迟滞时间”)是发动机速度的函数，如图16A所示。

另一方面，一阶滞后的时间常数τ表示通过EGR控制阀门22的排气扩散的容易程度。通过EGR控制阀门22的排气流动速率越快，则进气管道压力越低，并且因此发动机速度越大，时间常数τ越小。即，时间常数τ是发动机速度的函数，如图16B所示。

因此，在本实施例中，迟滞时间Td1以图16A所示的映射形式预先存储在ROM 34中。当EGR控制阀门通过气体流动速率变化时，基于发动机速度NE计算迟滞时间Td1。可以假设，在此迟滞时间Td1流逝之后，进气管道入流排气流动速率开始朝向EGR控制阀门通过气体流动速率变化，以便于计算进气管道入流排气流动速率。而且，在本实施例中，时间常数τ1以图16B所示的映射形式预先存储在ROM 34中。当EGR控制阀门通过气体流动速率变化时，基于发动机速度NE计算时间常数τ1。可以假设，自迟滞时间Td1流逝始，进气管道入流排气流动速率通过此时间常数τ1朝向EGR控制阀门通过气体流动速率变化，以便于计算进气管道入流排气流动速率。

具体地，如果将EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr的计算周期表示为Δt(sec)，并且将EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr的计算次数表示为k，则计算在第k个计算程序中的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(k)，然后基于此时的发动机速度NE自如图16B所示的映射中读取时间常数τ1，并且利用该时间常数τ1，用于根据下式(26)进行EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(k)的一阶滞后处理，以便于计算在第k个计算程序时的伴随有一阶滞后的进气管道入流排气流动速率m’_egr-k(k)：

m’_egr-k(k)＝m’_egr-k(k-1)+Δt/τ1·(m_egr(k)-m’_egr-k(k-1))    (26)

而且，在相同的第k个计算程序时，基于发动机速度NE，自如图16A所示的映射中读取迟滞时间Td1。迟滞时间Td1被用于根据下式(27)计算迟滞程序的数目Idx1，其对应于迟滞时间Td1：

$\mathrm{Idx}1=\frac{\mathrm{Td}1}{\mathrm{\Δt}}---\left(27\right)$

下面，此迟滞程序的数目Idx1被用于根据下式(28)进行进气管道入流排气流动速率m’_egr-k(k)的迟滞时间处理，以计算第k个计算程序时的进气管道入流排气流动速率m_egr-k(k)：

m_egr-k(k)＝m’_egr-k(k-Idx1)              (28)

迟滞时间和关于进气管道入流排气流动速率的一阶滞后的思路还可以相似地应用于气缸入流排气流动速率。即，关于气缸入流排气流动速率的迟滞时间Td2以如图17A所示的映射形式预先存储在ROM34中。当EGR控制阀门通过气体流动速率变化时，基于发动机速度NE计算迟滞时间Td2。可以假设，在此迟滞时间Td2流逝之后，气缸入流排气流动速率开始朝向EGR控制阀门通过气体流动速率变化，以便于计算气缸入流排气流动速率。

而且，关于气缸入流排气流动速率的时间常数τ2以图17B所示的映射的形式预先存储在ROM 34中。当EGR控制阀门通过气体流动速率变化时，基于发动机速度NE计算时间常数τ2。可以假设，在迟滞时间Td2流逝之后，气缸入流排气流动速率通过此时间常数τ2朝向EGR控制阀门通过气体流动速率变化，以便于计算气缸入流排气流动速率。

具体地，计算在第k个计算程序中的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(k)，然后基于此时的发动机速度NE自如图17B所示的映射中读取时间常数τ2，并且利用该时间常数τ2，用于根据下式(29)进行EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(k)的一阶滞后处理，以便于计算在第k个计算程序时的伴随有一阶滞后的气缸入流排气流动速率m’_egr-egr(k)：

m’_egr-egr(k)＝m’_egr-egr(k-1)+Δt/τ1·(m_egr(k)-m’_egr-egr(k-1))    (26)

而且，在第k个计算程序时，基于发动机速度NE，自如图17A所示的映射中读取迟滞时间Td2。迟滞时间Td2被用于根据下式(30)计算对应于迟滞时间Td2的迟滞程序的数目Idx2：

$\mathrm{Idx}2=\frac{\mathrm{Td}2}{\mathrm{\Δt}}---\left(27\right)$

下面，此迟滞程序的数目Idx2被用于根据下式(31)进行气缸入流排气流动速率m’_egr-egr(k)的迟滞时间处理，以计算第k个计算程序时的气缸入流排气流动速率m_egr-egr(k)：

m_egr-egr(k)＝m’_egr-egr(k-Idx2)             (28)

应当注意，从EGR控制阀门22到气缸的距离长于从EGR控制阀门22到进气管道部分的距离，因此关于气缸入流排气流动速率的迟滞时间Td2也趋向于长于关于进气管道入流排气流动速率的迟滞时间Td1，同时关于气缸入流排气流动速率的时间常数τ2趋向于大于关于进气管道入流排气流动速率的时间常数τ1。

图18示出了利用一阶滞后处理和迟滞时间处理、用于计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr的示例。在图18所示程序中，首先，在步骤10中，根据上式(17)计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(k)。下一步，在步骤11中，基于发动机速度NE自图17B所示的映射中读取时间常数τ2。

而且，下一步，在步骤12中，在步骤10中计算的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(k)经历一阶滞后处理，由此计算伴随有一阶滞后的气缸入流排气流动速率m＝_egr-egr(k)。即，这里使用了上式(29)。下一步，在步骤13中，基于发动机速度NE自图17A所示的映射中读取迟滞时间Td2。而且，下一步，在步骤14中，根据式(30)计算迟滞程序数目Idx2。

下一步，在步骤15中，在步骤12中计算的气缸入流排气流动速率m＝_egr-egr(k)根据式(31)经历迟滞时间处理。应当注意，在上面的实施例中，使用发动机速度NE作为变量计算迟滞时间Td(Td1、Td2)和时间常数τ(τ1、τ2)，但是具体地，迟滞时间Td和时间常数τ基本上与曲轴旋转360°所耗时间成比例，因此如图19A和图19B所示，优选的是，准备以曲轴旋转360°所耗时间T360°作为变量的迟滞时间Td和时间常数τ的映射。

然而，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr由于多种参数发生变化，例如，EGR控制阀门22的步数，即EGR开度θ_e，如参考式(17)所将理解的。因此，当EGR开度θ_e变化时，通过使EGR开度θ_e本身经历迟滞时间处理和滞后处理(平滑处理)，并且将这样处理后的EGR开度θ_e输入到上面提及的式(17)，相对于伴随有EGR开度θ_e变化的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr变化，获得了具有反映迟滞时间和跟踪滞后的形式的进气管道入流排气流动速率m_egr-k或者气缸入流排气流动速率m_egr-egr。

例如，当EGR开度θ_e变化时，还可以基于发动机速度NE由诸如图20A所示的映射计算迟滞时间Td1，在迟滞时间Td1流逝之后开始改变EGR开度θ_e，基于发动机速度NE由诸如图20B所示的映射计算平滑数目N1，通过该平滑数目N1使EGR开度θ_e的变化平滑，并且基于如此平滑化的EGR开度θ_e由式(17)计算进气管道入流排气流动速率m_egr-k。

具体地，当执行第k个计算程序时，当EGR开度θ_e，例如，从值θ_e1变化到θ_e2时，基于该时刻的发动机速度NE自诸如图20B所示的映射读取平滑数目N1，该平滑数目N1用于根据下式(32)使EGR开度θ_e2平滑，并且计算第k个计算程序时的伴随有跟踪滞后的EGR开度θ_e’(k)。

θ_e’(k)＝[(N1-1)·θ_e(k-1)+θ_e2]                 (32)

而且，基于第k个计算程序时的发动机速度NE自诸如图20A所示的映射读取迟滞时间Td1。迟滞时间Td1被用于根据下式(33)计算对应于该迟滞时间Td1的迟滞程序数目Idx1：

$\mathrm{Idx}1=\frac{\mathrm{Td}1}{\mathrm{\Δx}}---\left(33\right)$

下面，此迟滞程序的数目Idx1被用于根据下式(34)使EGR开度θ_e’(k)经历迟滞时间处理，以计算第k个计算程序时的EGR开度θ_e(k)：

θ_e(k)＝θ_e’(k-Idx1)                   (34)

而且，通过将此θ_e(k)输入到式(17)而计算的值表示第k个计算程序时的真正的进气管道入流排气流动速率m_egr-k。

当然，与此相似的思路还应用于计算气缸入流排气流动速率的情况。即，当EGR开度θ_e变化时，还可以基于发动机速度NE由诸如图21A所示的映射计算迟滞时间Td2，在迟滞时间Td2流逝之后开始改变EGR开度θ_e，基于发动机速度NE由诸如图21B所示的映射计算平滑数目N2，通过该平滑数目N1使EGR开度θ_e的变化平滑，并且基于如此平滑化的EGR开度θ_e由式(17)计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr。

具体地，当执行第k个计算程序时，当EGR开度θ_e，例如，从值θ_e1变化到θ_e2时，基于该时刻的发动机速度NE自诸如图21B所示的映射读取平滑数目N2，该平滑数目N2用于根据下式(35)使EGR开度θ_e2平滑，并且计算第k个计算程序时的伴随有跟踪滞后的EGR开度θ_e’(k)。

θ_e’(k)＝[(N2-1)·θ_e(k-1)+θ_e2]             (35)

而且，基于第k个计算程序时的发动机速度NE自诸如图21A所示的映射读取迟滞时间Td2。迟滞时间Td2被用于根据下式(36)计算对应于该迟滞时间Td2的迟滞程序数目Idx2：

$\mathrm{Idx}2=\frac{\mathrm{Td}2}{\mathrm{\Δt}}---\left(36\right)$

下面，此迟滞程序的数目Idx2被用于根据下式(37)使EGR开度θ_e’(k)经历迟滞时间处理，以计算第k个计算程序时的EGR开度θ_e(k)：

θ_e(k)＝θ_e’(k-Idx2)                 (37)

而且，通过将此θ_e(k)输入到式(17)而计算的值表示第k个计算程序时的真正的进气管道入流排气流动速率m_egr-k(k)。应当注意，作为上面的平滑数目的替换，还可以使用上面的时间常数τ1和τ2。

图22示出了利用如上文所解释的平滑处理(跟踪滞后处理)和迟滞时间处理、用于计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr的程序的示例。在图22所示程序中，首先，在步骤20中，读取第k个计算程序中的EGR开度θ_e(k)。下一步，在步骤21中，基于发动机速度NE自诸如图21B所示的映射中读取平滑数目N2。

而且，下一步，在步骤22中，使在步骤20中检测的EGR开度θ_e(k)平滑化，由此计算反映跟踪滞后的EGR开度θ_e’(k)。即，这里，利用了上式(35)。下一步，在步骤23中，基于发动机速度NE自诸如图21A所示的映射中读取迟滞时间Td2。而且，下一步，在步骤24中，根据式(36)计算迟滞程序数目Idx2。下一步，在步骤25中，根据式(37)，对步骤22中计算的反映跟踪滞后的EGR开度θ_e’(k)进行迟滞时间处理。而且，下一步，在步骤26中，在步骤25中计算的θ_e(k)输入到上式(17)，由此计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr(k)。

然而，在上面的实施例中，气缸入流排气流动速率m_egr-egr被用于计算气缸入流新鲜空气量M_c-air，并且基于该气缸入流新鲜空气量M_c-air确定最终的燃料喷射量，由此空燃比变为目标空燃比。换言之，上面的实施例确定了基于对于每个气缸而言是相同值的气缸入流排气流动速率m_egr-egr而预测的燃料喷射量。然而，有时候，由于从EGR控制阀门到每个气缸的通路形状或者多种其他因素，导致了实际的气缸入流排气流动速率m_egr-egr对于每个气缸是不同的。因此，为了确定燃料喷射量，以使空燃比更加准确地变为目标空燃比，应当考虑这一事实，即气缸入流排气流动速率m_egr-egr对于每个气缸是不同的。

因此，还可以通过实验等预先获得每个气缸中的实际气缸入流排气流动速率相对于在上面的实施例中计算的气缸入流排气流动速率m_egr-egr的比，作为分配系数，或者每当发动机操作过程中存在特定条件时，获得该分配系数，使上面的实施例中计算的气缸入流排气流动速率m_egr-egr乘以该分配系数，并且利用已反映了该分配系数的气缸入流排气流动速率m_egr-egr用于确定关于每个气缸的燃料喷射量。如果采用该方法，空燃比更加准确地变为目标空燃比。

应当注意，关于每个气缸的分配系数是，例如，预先通过实验等获得的，或者是在发动机操作过程中如下获得的。即，在其中EGR速率(气缸充气排气量/气缸充气气体量)是最大的操作状态中，使EGR开度是恒定的，使节气阀门开度是恒定的，然后将相同的燃料量喷射到每个气缸中，检测该时刻自每个气缸排出的排气的空燃比，并且基于所检测的排气空燃比的值，估计每个气缸中的空燃比。

这里，对于其中所估计的空燃比是小的气缸中，充气到该气缸中的空气比想象的要多，因此未有预期那样多的排气充气到气缸中。在该情况中，关于该气缸的分配系数变得小于1.0。具体地，如果基于估计的空燃比反过来计算关于该气缸的气缸入流排气流动速率，并且使通过反向运算计算的气缸入流排气流动速率除以上面的实施例中计算的气缸入流排气流动速率，计算关于该气缸的分配系数。另一方面，即使对于其中空燃比被估计为是大的气缸中，通过相似的思路，可以计算分配系数。在该情况中，分配系数变得大于1.0。

图23示出了考虑关于每个气缸的分配系数用于计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr的程序的示例。下面的程序应用于配备有4个气缸的内燃机。在图23所示的程序中，首先，在步骤30中，根据上式(17)计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(k)。下一步，在步骤31中，基于发动机速度NE自诸如图17B所示的映射中读取时间常数τ2。

而且，下一步，在步骤32中，在步骤30中计算的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(k)经历一阶滞后处理，并且计算伴随有一阶滞后的气缸入流排气流动速率m’_egr-egr(k)。即，这里使用了上式(29)。下一步，在步骤33中，基于发动机速度NE自图17A所示的映射中读取迟滞时间Td2。而且，下一步，在步骤34中，根据式(30)计算迟滞程序数目Idx2。

下一步，在步骤35中，在步骤32中计算的气缸入流排气流动速率m’_egr-egr(k)根据式(31)经历迟滞时间处理。而且，最后，在步骤36中，根据下式(38)，在步骤35中计算的气缸入流排气流动速率m_egr-egr(k)乘以关于气缸的分配系数K1～K4，以便于计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr(k)(1)～(4)：

m_egr-egr(k)(1)＝m_egr-egr(k)·K1

m_egr-egr(k)(2)＝m_egr-egr(k)·K2

m_egr-egr(k)(3)＝m_egr-egr(k)·K3

m_egr-egr(k)(4)＝m_egr-egr(k)·Kr         (38)

应当注意，在式(38)中，m_egr-egr(k)(1)是关于第一气缸的气缸入流排气流动速率，K1是关于第一气缸的分配系数，m_egr-egr(k)(2)是关于第二气缸的气缸入流排气流动速率，K2是关于第二气缸的分配系数，m_egr-egr(k)(3)是关于第三气缸的气缸入流排气流动速率，K3是关于第三气缸的分配系数，m_egr-egr(k)(4)是关于第四气缸的气缸入流排气流动速率，并且K4是关于第四气缸的分配系数。

然而，获得了关于每个气缸的分配系数并获得了关于每个气缸的气缸入流排气流动速率m_egr-egr的上面的实施例考虑了这一事实，即由于从EGR控制阀门22到每个气缸的通路形状和多种其他因素，实际的气缸入流排气流动速率m_egr-egr对于每个气缸是不同的，但是，例如，当从EGR控制阀门22到每个气缸的通路是特别长的，并且所存在的通路阻力是特别大的时候，迟滞时间、时间常数或平滑数目也有所不同。

因此，如上面的实施例中的，不仅可以将分配系数反映到所获得的气缸入流排气流动速率m_egr-egr中，还可以将分配系数反映到迟滞时间、时间常数或平滑数目中。即，更具体地，在上面的实施例中，所获得的气缸入流排气流动速率m_egr-egr仅与分配系数相乘，但是还可以使迟滞时间和时间常数或者平滑数目与关于每个气缸的分配系数相乘。据此，更加准确地计算了关于每个气缸的气缸入流排气流动速率m_egr-egr。

图24示出了通过在迟滞时间和时间常数中反映关于每个气缸的分配系数、用于计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr的程序的示例。在图24所示的程序中，首先，在步骤40中，由式(17)计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。下一步，在步骤41中，基于发动机速度NE自图17B所示的映射中读取时间常数τ2。下一步，在步骤42中，基于发动机速度NE自图17A所示的映射中读取迟滞时间Td2。下一步，在步骤43中，1输入到示出了气缸数目的参数cyl。在该情况中，cyl＝1，因此参数cyl示出了第一气缸。

下一步，在步骤44中，判断参数cyl是否等于和小于气缸总数Ncyl(cyl≤Ncy1)。这里，当判断了cyl≤Ncyl时，程序前进至步骤45。这里，由上式(17)计算第k个计算程序中的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(k)。

下一步，在步骤46中，根据下式(39)计算关于相应的气缸(cyl)的时间常数τ2，即，在参数cyl是1时，其为关于第一气缸的时间常数τ2(1)，并且在参数cyl是2时，其为关于第二气缸的时间常数τ2(2)：

τ2(cyl)＝K(cyl)·τ2             (39)

这里，K(cyl)是关于每个气缸的分配系数。例如，当参数ckl是1时，其为关于第一气缸的分配系数K(1)，并且当参数cyl是2时，其为关于第二气缸的分配系数K(2)。

下一步，在步骤47中，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(k)根据下式(40)经历一阶处理，并且计算第k个计算程序中的关于相应气缸的气缸入流排气流动速率m’_egr-egr(cyl)(k)。

m’_egr-egr(cyl)(k)＝m’_egr-egr(cyl)(k-1)+Δt/τ2·(cyl)·

(m_egr(cyl)(k)-m’_egr-egr(cyl)(k-1))           (40)

这里，Δt是EGR控制阀门通过气体流动速率的计算周期。

下一步，在步骤48中，根据下式(41)计算同关于相应气缸的迟滞时间相对应的的迟滞程序数目Idx2：

Idx2＝K(cyl)·Td2/Δt               (41)

下一步，在步骤49中，由下式(42)，计算具有经过迟滞时间处理形式的第k个计算程序中的关于相应气缸的气缸入流排气流动速率m_egr-egr(cyl)(k)：

m_egr-egr(cyl)(k)＝m’_egr-egr(cyl)(k-Idx2)    (42)

下一步，在步骤50中，使参数cyl准确的增加1，并且该程序返回步骤44。因此，如果在程序到达步骤50时参数cyl是1，则在步骤50中使cyl是2，并且重复步骤44～49。

而且，如果在程序到达步骤50时参数cyl是4，则在步骤50中使cyl是5。当该程序返回步骤44时，在步骤44中判断cyl＞Ncyl，并程序前进至步骤51。即，当在步骤44中判断cyl＞Ncyl时，针对所有气缸，计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr(cyl)(k)。应当注意，在步骤51中，将0输入到参数cyl，即，清除参数cyl。应当注意，如果将Td2改为Td1并将τ2改为τ1，该程序还可以用作用于计算流入每个进气管13的进气管道入流排气流动速率m_egr-k。

已知的是，内燃机配备有阀门正时变换机构，用于改变进气阀门的关闭正时。例如，在一个特定的阀门正时变换机构中，可以将进气阀门的关闭正时改变到进气冲程的下止点之后。当进气阀门在进气冲程的下止点之后关闭时，通过气缸中的活塞使一次流入气缸的部分气体从气缸排放到进气通道。而且，以这样的方式从气缸排放到进气通道的气体量(下文中被称为“逆流气体”)取决于在进气冲程的下止点之后的进气阀门关闭正时的位置而有所不同，并且越延缓在进气冲程的下止点之后的进气阀门关闭正时，该气体量越大。

即，在配备有阀门正时机构的内燃机中，该阀门正时机构在进气冲程的下止点之后改变进气阀门的关闭正时，如果通过该阀门正时机构改变进气阀门关闭正时，则逆流气体量发生变化。这里，在气体从气缸排放到进气通道的情况中，考虑排气在进气通道中的扩散，逆流气体量越大，排气在进气通道中扩散的趋势就越被抑制。即，逆流气体量越大，通过EGR控制阀门22流入进气通道的排气的扩散趋势就越被抑制。即，这意味着，逆流气体量越大，即，越延缓进气阀门关闭正时，上述时间常数τ2越大。

而且，如果考虑EGR通道21，EGR通道21中的压力比进气通道中的压力高很多，因此即使将气体自气缸排放到进气通道，该气体也将不再流入EGR通道21。因此，即使将气体自气缸排放到进气通道，排气通过EGR控制阀门22到达气缸所耗时间将不会变化很大。即，这意味着上述迟滞时间Td2不会变化很大，不论逆流气体量如何，即，不论进气阀门的关闭正时如何。

因此，在被设计为使进气阀门的关闭正时可以在进气冲程的下止点之后改变的内燃机中，考虑到这一事实，即上述时间常数τ2根据进气阀门的关闭正时变化，在上面的实施例中，还可以根据进气阀门关闭正时，通过如图25A和图25B所示的关系确定迟滞时间Td2和时间常数τ2。

如图25A所示，这里，不论进气冲程的下止点BDC之后的对应于进气阀门关闭正时的进气阀门关闭曲轴角度CA是什么样的角度，迟滞时间Td2变得是恒定的。另一方面，如图25B所示，自从进气冲程的下止点BDC之后，越延缓进气阀门关闭曲轴角度CA，时间常数τ2就变得越大。

应当注意，如上文所解释的，迟滞时间Td2和时间常数τ2还取决于发动机速度NE，因此还可以确定作为发动机速度NE和进气阀门关闭正时的函数的迟滞时间Td2和时间常数τ2。例如，在该情况中，预先获得进气阀门关闭正时是进气冲程的下止点时的迟滞时间Td2和时间常数τ2，并且以如图17A和17B所示的使用发动机速度NE作为变量的映射形式将其存储在ROM 34中。

而且，基于发动机速度NE的由图17A所示映射获得的迟滞时间Td2与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图26A所示映射获得的修正系数Ktd相乘，将其结果用作迟滞时间。在该情况中，如将由图26A所理解的，修正系数Ktd是与进气阀门关闭曲轴角度CA无关的常数1.0，因此事实上，由图17A所示映射获得的迟滞时间Td2用作该迟滞时间。

另一方面，基于发动机速度NE的由图17B所示映射获得的时间常数τ2与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图26B所示映射获得的修正系数Kτ相乘，将其结果用作时间常数。在该情况中，如将由图26B所理解的，当进气阀门关闭曲轴角度CA是进气冲程的下止点时，修正系数Kτ是1.0，并且其是这样的值，在进气冲程的下止点BDC之后，越延缓进气阀门关闭曲轴角度CA，其值就变得越大。

应当注意，在被设计为使进气阀门的关闭正时可以在进气冲程的下止点之后改变的内燃机中，还可以通过与图25A和图25B所示关系相似的关系，确定上述的迟滞时间Td1和时间常数τ1。在该情况中，迟滞时间Td1和时间常数τ1是小于迟滞时间Td2和时间常数τ2的值。

而且，还可以确定作为发动机速度NE和进气阀门关闭正时的函数的迟滞时间Td1和时间常数τ1。例如，在该情况中，预先获得了进气阀门关闭正时是进气冲程下止点时的迟滞时间Td1和时间常数τ1，并且以如图16A和16B所示的使用发动机速度NE作为变量的映射形式将其存储在ROM 34中。

而且，基于发动机速度NE的由图16A所示映射获得的迟滞时间Td1与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图26A所示映射获得的修正系数Ktd相乘，将其结果用作迟滞时间。在该情况中，如将由图26A所理解的，修正系数Ktd是与进气阀门关闭曲轴角度CA无关的常数1.0，因此事实上，由图16A所示映射获得的迟滞时间Td1用作该迟滞时间。

另一方面，基于发动机速度NE的由图16B所示映射获得的时间常数τ1与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图26B所示映射获得的修正系数Kτ相乘，将其结果用作时间常数。在该情况中，如将由图26B所理解的，当进气阀门关闭曲轴角度CA是进气冲程的下止点时，修正系数Kτ是1.0，并且其是这样的值，自从进气冲程的下止点BDC之后，越延缓进气阀门关闭曲轴角度CA，其值就变得越大。

然而，在配备有阀门正时机构的内燃机中，该阀门正时机构在进气冲程的下止点之前改变气阀门的关闭正时，如果通过该阀门正时机构改变进气阀门关闭正时，则逆流气体量几乎是0，但是充气到气缸中的气体总量发生变化。这里，如果逆流气体量几乎是0，即使进气阀门的关闭正时在进气冲程的下止点之前改变，进气阀门关闭正时的变化对排气在进气通道中的扩散没有任何影响。即，这意味着，时间常数τ2是与进气阀门关闭正时无关的常数。

另一方面，在充气到气缸中的气体总量发生变化的情况中，如果考虑排气从EGR控制阀门22到达气缸所耗时间，则充气到气缸中的气体总量越小，该时间趋向于变得越长。

即，这意味着，充气到气缸中的气体总量越小，即，在进气冲程的下止点之前的范围中越提前进气阀门的关闭正时，迟滞时间Td2越长。

因此，在被设计为使进气阀门的关闭正时能够在进气冲程的下止点之前改变的内燃机中，考虑到这一事实，即上述迟滞时间Td2根据进气阀门的关闭正时变化，在上面的实施例中，还可以根据进气阀门关闭正时，通过诸如图27A和图27B所示的关系确定迟滞时间Td2和时间常数τ2。如图27A所示，在进气冲程的下止点BDC之前，越提前进气阀门关闭曲轴角度CA，迟滞时间Td2就变得越大。

另一方面，如图27B所示，不论进气冲程的下止点BDC之前的进气阀门关闭曲轴角度CA如何，时间常数τ2变得是恒定的。应当注意，如上文所解释的，迟滞时间Td2和时间常数τ2还取决于发动机速度NE，因此还可以确定作为发动机速度NE和进气阀门关闭正时之间的关系的迟滞时间Td2和时间常数τ2。例如，在该情况中，预先获得进气阀门关闭正时是进气冲程的下止点时的迟滞时间Td2和时间常数τ2，并且以如图17A和17B所示的使用发动机速度NE作为变量的映射形式将其存储在ROM 34中。

而且，基于发动机速度NE的由图17A所示映射获得的迟滞时间Td2与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图28A所示映射获得的修正系数Ktd相乘，将其结果用作迟滞时间。在该情况中，如将由图28A所理解的，当进气阀门关闭曲轴角度CA是进气冲程的下止点时，修正系数Ktd是1.0，并且其是这样的值，在进气冲程的下止点BDC之前，越提前进气阀门关闭曲轴角度CA，其值就变得越大。

另一方面，基于发动机速度NE的由图17B所示映射获得的时间常数τ2与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图28B所示映射获得的修正系数Kτ相乘，将其结果用作时间常数。在该情况中，如将由图28B所理解的，修正系数Kτ是1.0，其与进气阀门关闭曲轴角度CA无关，因此事实上，由图17B所示映射获得的时间常数τ2用作该时间常数。

应当注意，在被设计为使进气阀门的关闭正时可以在进气冲程的下止点之前改变的内燃机中，还可以通过与图27A和图27B所示关系相似的关系，确定上述的迟滞时间Td1和时间常数τ1。在该情况中，迟滞时间Td1和时间常数τ1是小于迟滞时间Td2和时间常数τ2的值。

而且，还可以确定作为发动机速度NE和进气阀门关闭正时的函数的迟滞时间Td1和时间常数τ1。例如，在该情况中，预先获得了进气阀门关闭正时是进气冲程的下止点时的迟滞时间Td1和时间常数τ1，并且以如图16A和16B所示的使用发动机速度NE作为变量的映射形式将其存储在ROM 34中。

而且，基于发动机速度NE的由图16A所示映射获得的迟滞时间Td1与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图28A所示映射获得的修正系数Ktd相乘，将其结果用作迟滞时间。在该情况中，如将由图28A所理解的，当进气阀门关闭曲轴角度CA是进气冲程的下止点时，修正系数Ktd是常数1.0，并且其是这样的值，在进气冲程的下止点BDC之前，越提前进气阀门关闭曲轴角度CA，其值就变得越大。

另一方面，基于发动机速度NE的由图16B所示映射获得的时间常数τ1与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图28B所示映射获得的修正系数Kτ相乘，将其结果用作时间常数。在该情况中，如将由图28B所理解的，修正系数Kτ是1.0，其与进气阀门关闭曲轴角度CA无关，因此事实上，由图16B所示映射获得的时间常数τ2用作该时间常数。

已知的是，内燃机配备有阀门正时机构，其能够使进气阀门关闭正时的变化跳过进气冲程的下止点。例如，该阀门正时机构采用电磁开启或关闭进气阀门的机构。当这样能够使进气阀门关闭正时的变化跳过进气冲程的下止点时，进气阀门关闭正时在进气冲程的下止点之前变化，或者在进气冲程的下止点之后变化，因此上述的迟滞时间Td2和时间常数τ2变得不同。

这里，当进气阀门关闭正时在进气冲程的下止点之前变化时，迟滞时间Td2和时间常数τ2呈现出通过图27A和图27B所解释的趋势。另一方面，当进气阀门关闭正时在进气冲程的下止点之后变化时，迟滞时间Td2和时间常数τ2呈现出通过图25A和图25B所解释的趋势。

因此，在被设计为使进气阀门关闭正时的变化可以跳过进气冲程的下止点的内燃机中，在上面的实施例中，还可以根据进气阀门关闭正时，通过如图29A和图29B所示的关系确定迟滞时间Td2和时间常数τ2。

如图29A所示，这里，在进气冲程的下止点BDC之前的区域中，越提前进气阀门关闭曲轴角度CA，迟滞时间Td2越大。在进气冲程的下止点BDC之后的区域中，迟滞时间Td2变为是恒定的，其与进气阀门关闭曲轴角度CA无关。另一方面，如图29B所示，这里，在进气冲程的下止点BDC之前的区域中，时间常数τ2变为恒定的，其与进气阀门关闭曲轴角度CA无关，而在进气冲程的下止点BDC之后的区域中，越延缓进气阀门关闭曲轴角度CA，时间常数τ2越大。应当注意，如上文所解释的，迟滞时间Td2和时间常数τ2还取决于发动机速度NE，因此还可以确定作为发动机速度NE和进气阀门关闭正时的函数的迟滞时间Td2和时间常数τ2。

例如，在该情况中，预先获得进气阀门关闭正时是进气冲程的下止点时的迟滞时间Td2和时间常数τ2，并且以如图17A和17B所示的使用发动机速度NE作为变量的映射形式将其存储在ROM 34中。

而且，基于发动机速度NE的由图17A所示映射获得的迟滞时间Td2与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图30A所示映射获得的修正系数Ktd相乘，将其结果用作迟滞时间。这里，在图30A所示映射中，在进气冲程的下止点BDC之前的区域中，越提前进气阀门关闭曲轴角度CA，修正系数Ktd变得越大，而在进气冲程的下止点BDC之后的区域中，修正系数Ktd是与进气阀门关闭曲轴角度CA无关的常数1.0。

另一方面，基于发动机速度NE的由图17B所示映射获得的时间常数τ2与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图30B所示映射获得的修正系数Kτ相乘，将其结果用作时间常数。这里，在图30B的映射中，在进气冲程的下止点BDC之前的区域中，修正系数Kτ是与进气阀门关闭曲轴角度CA无关的常数1.0，而在进气冲程的下止点BDC之后的区域中，越延缓进气阀门关闭曲轴角度CA，修正系数Kτ就变得越大。应当注意，在被设计为使进气阀门关闭正时的变化可以跳过进气冲程的下止点的内燃机中，还可以通过与图29A和图29B所示关系相似的关系，确定上述的迟滞时间Td1和时间常数τ1。在该情况中，迟滞时间Td1和时间常数τ1是小于迟滞时间Td2和时间常数τ2的值。

而且，还可以确定作为发动机速度NE和进气阀门关闭正时的函数的迟滞时间Td1和时间常数τ1。例如，在该情况中，预先获得了进气阀门关闭正时是进气冲程的下止点时的迟滞时间Td1和时间常数τ1，并且以如图16A和16B所示的使用发动机速度NE作为变量的映射形式将其存储在ROM 34中。

而且，基于发动机速度NE的由图16A所示映射获得的迟滞时间Td1与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图30A所示映射获得的修正系数Ktd相乘，将其结果用作迟滞时间。

另一方面，基于发动机速度NE的由图16B所示映射获得的时间常数τ1与基于进气阀门关闭曲轴角度CA的由图30B所示映射获得的修正系数Kτ相乘，将其结果用作时间常数。

然而，在上面的实施例中，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr是利用计算式计算的，即，式(17)和(18)，但是本发明人提出了相对简单的计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr的方法，其不使用这些计算式。因此，在上面的实施例中，作为使用式(17)和(18)的替换，还可以使用下面解释的方法，用于计算EGR控制阀门通过气体流动速率。

已知的是，当进气阀门6关闭时，气缸充气气体量M_c是由进气管道压力P_m的一阶函数式表示的。即，根据理论和经验，当进气阀门6关闭时，气缸充气气体量M_c基本上与气缸压力成比例，而气缸压力基本上与进气阀门6上游的空燃混合物的压力匹配，即，与进气管道压力P_m匹配。当未供应EGR气体时，仅有新鲜空气充气到气缸中，所以可以在此时通过进气管道压力P_m的一阶函数式表示气缸充气新鲜空气量M_c-air，因此表示了此时的发动机负荷因子KL。即，可以容易地和准确地获得发动机负荷因子KL。

然而，当供应EGR气体时，情况完全不同。气缸不仅充气了新鲜空气，还充气了EGR气体。因此，在前文中，认为气缸充气新鲜空气量M_c-air或发动机负荷因子KL不能由进气管道压力P_m的一阶函数式表示。如果可以由进气管道压力P_m的一阶函数式表示气缸充气EGR气体量M_c-egr，则可以由进气管道压力P_m的一阶函数式表示气缸充气气体量M_c。考虑到这一事实，即气缸充气气体量M_c是气缸充气新鲜空气量M_c-air与气缸充气EGR气体量M_c-egr的和，当EGR气体通过进气管道压力P_m的一阶函数式供应时，可以表示气缸充气新鲜空气量M_c-air或发动机负荷因子KL。

然而，在前文中，认为气缸充气EGR气体量M_c-egr也不能由进气管道压力P_m的一阶函数式表示。这将通过参考图12和图31进行解释。首先，如上文所解释的，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(g/sec)由式(17)表示，而函数Ф(P_m/P_e)由式(18)表示。

这里，如果为了简化计算将排气压力Pe当作大气压力Pa，则由式(17)表示的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr变为如图31所示。即，当进气管道压力P_m小时，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr保持基本恒定，如果进气管道压力P_m变高，则其朝向大气压力P_a减小，且呈现出相对于进气管道压力P_m的非线性，如图31中的NR所示。应当注意，非线性部分NR是由于式(17)中的

部分和函数Ф(P_m/P_e)引起的。

因此，认为EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr，特别是非线性部分NR，不能由进气管道压力P_m的一阶函数式表示。当然，如果使用了相当大量的一阶函数式，则考虑EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr可以由进气管道压力P_m的一阶函数式表示。然而，在该情况中，不能再认为发动机负荷因子KL是易于获得的。

然而，据本发明人所述，发现可以由进气管道压力P_m的两个一阶函数式表示EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr，并且因此可以由进气管道压力P_m的两个一阶函数式表示气缸充气新鲜空气量M_c-air或发动机负荷因子KL。即，首先，如图32所示，相对于进气管道压力P_m的增加，排气温度Te相比于排气压力Pe增加得更多，结果可以由进气管道压力P_m的一阶函数式表示

而且，函数Ф(P_m/P_e)也可以由进气管道压力P_m的一阶函数式表示。这将通过参考图33A和图33B进行解释。考虑到这一事实，即排气压力P_e不会保持在恒定的大气压力P_a，而是根据进气管道压力P_m发生波动，如图33A所示，当进气管道压力P_m是P_m1时，函数Ф(P_m/P_e)并未处于汇聚到大气压力P_a的曲线C_a上，而是处于汇聚到排气压力P_e1的曲线C1上。这由图线(o)表示。同样地，当P_m＝P_m2(＞P_m1)时，Ф(P_m/P_e)处于汇聚到排气压力P_e2(＞P_e1)的曲线C2上，而当P_m＝P_m3(＞P_m2)时，Ф(P_m/P_e)处于汇聚到排气压力P_e3(＞P_e2)的曲线C3上。

这样获得的图线，如图33B所示，可以由线L2连接起来。因此，当进气管道压力P_m小时，函数Ф(P_m/P_e)可以由对应于线L1的进气管道压力P_m的一阶函数式表示，并且当进气管道压力P_m大时，函数Ф(P_m/P_e)可以由对应于线L2的进气管道压力P_m的一阶函数式表示，因此函数Ф(P_m/P_e)可由进气管道压力P_m的两个一阶函数式表示。即，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr可以由进气管道压力P_m的两个一阶函数式表示。

这里，在稳定状态操作时，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(g/sec)和气缸入流EGR气体流动速率m_c-egr(g/sec)是相等的。而且，通过使气缸入流EGR气体流动速率m_c-egr与所需用于每个气缸的一个进气冲程的时间Δt(sec)(即，通过使所需用于内燃机的一个周期的时间除以气缸的数目而获得的时间)相乘，获得了气缸充气EGR气体量M_c-egr。这样，可以由进气管道压力P_m的一阶函数式表示稳定状态操作时的气缸EGR气体量M_c-egr。

因此，稳定状态操作且供应EGR气体时的气缸充气新鲜空气量M_c-air或发动机负荷因子KL可以由进气管道压力P_m的两个一阶函数式表示。

如果使供应EGR气体时的发动机负荷因子KL是KLon，图34示出了进气管道压力P_m的两个一阶函数式，其表示稳定状态操作时(发动机速度NE和EGR开度θ_e保持恒定时)的发动机负荷因子KL。如图34所示，发动机负荷因子KLon由具有不同梯度的进气管道压力P_m的两个一阶函数式表示，其在连接点CP处连接。即，当进气管道压力P_m小时，发动机负荷因子KLon由具有梯度e1的一阶函数式表示，当进气管道压力P_m高时，发动机负荷因子KLon由具有梯度e2的一阶函数式表示。

这里，如果两个一阶函数式的梯度是e1和e2，并且连接点CP处的进气管道压力和发动机负荷因子是d和r，则这两个一阶函数式可以由下式表示：

KLon＝e1·(P_m-d)+r  ...P_m≤d

KLon＝e2·(P_m-d)+r  ...P_m＞d

如果将它们表示在一起，则获得了下式(43)：

KLon＝e·(P_m-d)+r              (43)

e＝e1    ...P_m≤d

e＝e2    ...P_m＞d

在该实施例中，表示稳定状态操作时的发动机负荷因子KLon的进气管道压力P_m的两个一阶函数式以式(43)所示的形式的预先存储在ROM 34中。通过这样做，可以由三个参数e、d和r表示两个一阶函数式。即，可以减少所需用于表示两个一阶函数式的参数数目。基于下式计算式(43)的参数e、d和r：

e1＝e1^*·ktha

e2＝e2^*·ktha

d＝d^*·ktha·kpa

r＝r^*·ktha·kpa

这里，e1^*和e2^*是发动机周围环境条件是预定的标准环境条件时的梯度，而d^*和r^*分别是发动机周围环境条件是预定的标准环境条件时的连接点处的进气管道压力和发动机负荷因子。可以使用任何条件作为标准环境条件，但是在本实施例中，标准条件(1个大气压和25℃)用作标准环境条件。

另一方面，ktha表示大气温度修正系数，而kpa表示大气压力修正系数。大气温度修正系数ktha用于根据由大气温度传感器44检测的实际的大气温度修正标准环境条件下的参数e1^*、e2^*、d^*和r^*。当不需要修正时，使其为1.0。大气压力修正系数kpa用于根据由大气压力传感器45检测的实际的大气压力修正标准环境条件下的参数d^*和r^*。当不需要修正时，使其为1.0。

因此，考虑到这一事实，即大气温度修正系数ktha和大气压力修正系数kpa是表示实际发动机周围环境条件的代表性值，基于该表示实际发动机周围环境条件的代表性值，修正标准环境条件下的参数e1^*、e2^*、d^*和r^*。可替换地，还存在这样的观点，即基于表示实际发动机周围环境条件的代表性值修正标准环境条件下的发动机负荷因子KLon。

另一方面，考虑到式(17)中的EGR控制阀门22的开口截面积A_e取决于EGR开度θ_e，并且发动机充气效率取决于发动机速度NE，在本实施例中，参数e^*(e1^*、e2^*)、d^*和r^*根据EGR开度θ_e和/或发动机速度NE进行设置。

更加详细地进行解释，如图35A所示，当发动机速度NE低时，梯度e1^*随着发动机速度NE变高而变大，当发动机速度NE高时，梯度e1^*随着发动机速度NE变高而变小，并且随着EGR开度θ_e变大而变大。而且，如图35B所示，当发动机速度NE低时，梯度e2^*随着发动机速度NE变高而变大，当发动机速度NE高时，梯度e2^*随着发动机速度NE变高而变小，并且随着EGR开度θ_e变大而变大。而且，通过实验预先获得梯度e1^*和e2^*，并且预先以如图35C和图35D所示的映射形式将其存储在ROM 34中，作为发动机速度NE和EGR开度θ_e的函数。

另一方面，如图36所示，连接点CP处的进气管道压力d^*随着发动机速度变高而变小。通过实验预先获得连接点CP处的进气管道压力d^*，并且预先以如图36所示的映射形式将其存储在ROM 34中，作为发动机速度NE的函数。

而且，如图37A所示，当发动机速度NE低时，连接点CP处的发动机负荷因子r^*随着发动机速度NE变高而变大，当发动机速度NE高时，连接点CP处的发动机负荷因子r^*随着发动机速度NE变高而变小，并且随着EGR开度θ_e变大而变小。通过实验预先获得连接点CP处的发动机负荷因子r^*，并且预先以如图37B所示的映射形式将其存储在ROM 34中，作为发动机速度NE和EGR开度θ_e的函数。

因此，一般说来，针对多个不同的EGR开度θ_e，预先获得并存储表示稳定状态操作时的气缸充气新鲜空气量M_c-air或发动机负荷因子KLon的进气管道压力P_m的两个一阶函数式。而且，针对多个不同的发动机速度NE，预先获得并存储表示稳定状态操作时的气缸充气新鲜空气量M_c-air或发动机负荷因子KLon的进气管道压力P_m的两个一阶函数式。

图38示出了进气管道压力P_m的两个一阶函数式的示例，其示出了在恒定发动机速度NE和多个EGR开度θ_e下的稳定状态操作时的发动机负荷因子KLon。应当注意，图38中的虚线示出了未供应EGR气体时，即EGR开度θ_e为0时的发动机负荷因子KLoff。

另一方面，如上文所解释的，未供应EGR气体时的发动机负荷因子KLoff可以由进气管道压力P_m的一阶函数式表示。图39示出了表示稳定状态操作时(例如，当发动机速度NE保持恒定时)的发动机负荷因子KLoff的进气管道压力P_m的两个一阶函数式的示例。在该实施例中，如图39所示，发动机负荷因子KLoff由具有不同梯度的进气管道压力P_m的两个一阶函数式表示，并且其在连接点CP处连接。即，当进气管道压力P_m低时，发动机负荷因子KLoff由具有梯度a1的一阶函数式表示，当进气管道压力P_m高时，发动机负荷因子KLoff由具有梯度a2的一阶函数式表示。

这里，如果使该两个一阶函数式的梯度是a1和a2，并且使连接点CP处的进气管道压力和发动机负荷因子是d和c，则这两个一阶函数式可以由下式表示：

KLoff＝a1·(P_m-d)+c  ...P_m≤d

KLoff＝a2·(P_m-d)+c  ...P_m＞d

如果将它们表示在一起，则获得了下式(44)：

KLoff＝a·(P_m-d)+c          (43)

a＝a1    ...P_m≤d

a＝a2    ...P_m＞d

在本实施例中，表示稳定状态操作时的发动机负荷因子KLoff的进气管道压力P_m的两个一阶函数式以式(44)所示的形式的预先存储在ROM 34中。应当注意，该情况中的连接点CP处的进气管道压力d与关于上文提及的发动机负荷因子KLon的连接点CP处的进气管道压力d相同。因此，可以进一步减少参数数目。当然，也可以使连接点CP处的进气管道压力不同。基于下式计算该式(44)的参数a和r：

a1＝a1^*·ktha

a2＝a2^*·ktha

c＝c^*·ktha·kpa

这里，a1^*和a2^*是发动机周围环境条件是上文提及的标准环境条件，即标准条件时的梯度，而c^*是发动机周围环境条件是上文提及的标准环境条件，即标准条件时的发动机负荷因子。

因此，如果考虑到大气温度修正系数ktha和大气压力修正系数kpa是表示实际发动机周围环境条件的代表性值，基于该表示实际发动机周围环境条件的代表性值，修正标准环境条件下的参数a1^*、a2^*和c^*。可替换地，还存在这样的观点，即基于表示实际发动机周围环境条件的代表性值修正标准环境条件下的发动机负荷因子KLoff。

另一方面，考虑到这一事实，即发动机充气效率取决于发动机速度NE，在本实施例中，参数a^*(a1^*、a2^*)和c^*根据发动机速度NE进行设置。

更加具体地进行解释，如图40A所示，当发动机速度NE低时，梯度a1^*随着发动机速度NE变高而变大，当发动机速度NE高时，梯度a1^*随着发动机速度NE变高而变小。而且，如图40B所示，当发动机速度NE低时，梯度a2^*随着发动机速度NE变高而变大，当发动机速度NE高时，梯度a2^*随着发动机速度NE变高而变小。通过实验预先获得这些梯度a1^*和a2^*，并且预先以如图40A和图40B所示的映射形式将其存储在ROM 34中，作为发动机速度NE的函数。

另一方面，如图41所示，当发动机速度NE低时，连接点CP处的发动机负荷因子c^*随着发动机速度NE变高而变大，当发动机速度NE高时，连接点CP处的发动机负荷因子c^*随着发动机速度NE变高而变小。通过实验预先获得连接点CP处的发动机负荷因子c^*，并且预先以如图41所示的映射形式将其存储在ROM 34中，作为发动机速度NE的函数。

因此，一般说来，针对多个不同的发动机速度NE，预先获得并存储表示稳定状态操作时的气缸充气新鲜空气量M_c-air或发动机负荷因子KLoff的进气管道压力P_m的两个一阶函数式。这样，如果通过例如压力传感器39检测进气管道压力P_m，则可以使用上式(43)或(44)，由检测到的进气管道压力P_m准确地且简单地获得发动机负荷因子KLon或KLoff，并且因此可以使空燃比准确地且简单地匹配于目标空燃比。

通过这种方法由进气管道压力P_m的一阶函数式表示发动机负荷因子KLon和KLoff意味着，可以准备表示发动机负荷因子KLon和KLoff同进气管道压力P_m之间的关系的映射。因此，首先，消除了准备映射的劳动。而且，其意味着不需要解复杂的微分方程等等。因此，可以减轻CPU 35的计算负荷。

然而，如通过参考式(25)所将理解的，发动机负荷因子KL可被认为表示气缸充气新鲜空气量M_c-air。这里，如果考虑这一事实，在未供应EGR气体时仅有新鲜空气充气到气缸中，则未供应EGR气体时的发动机负荷因子KLoff可被认为表示此时充气到气缸中的气体总量，即，此时的气缸充气气体量M_c。

这里，如果考虑这一事实，气缸充气气体量M_c在供应EGR气体时和未供应EGR气体时之间不会发生变化，则未供应EGR气体时的发动机负荷因子KLoff可被认为不仅表示未供应EGR气体时的气缸充气气体量M_c，也表示供应EGR气体时的气缸充气气体量M_c。

另一方面，事实是，稳定状态操作且供应EGR气体时的气缸充气新鲜空气量M_c-air由上文解释的发动机负荷因子KLon表示。因此，通过使未供应EGR气体时的发动机负荷因子KLoff减去供应EGR气体时的发动机负荷因子KLon而获得的结果ΔKL(＝KLoff-KLon)表示稳定状态操作时的气缸充气EGR气体量M_c-egr。

更加具体地对其进行解释，例如，如图42所示，当P_m＝P_m1、KLoff＝KLoff1且KLon＝KLon1时，稳定状态操作时的气缸充气EGR气体量M_c-egr由ΔKL(＝KLoff1-KLon1)表示。

因此，基于下式(45)可以计算稳定状态操作时的气缸充气EGR气体量M_c-egr：

M_c-egr＝kegr1·ΔKL            (45)

这里，kegr1表示从发动机负荷因子KL到气缸充气EGR气体量M_c-egr的转换系数，而KLoff和KLon表示由上式(43)和(44)计算的发动机负荷因子。

因此，如果通过上面的计算式计算进气管道压力P_m或者通过压力传感器检测进气管道压力P_m，则可以使用上式(45)，由进气管道压力P_m，准确地且简单地获得稳定状态操作时的气缸充气EGR气体量M_c-egr。

然而，如上文所解释的，在稳定状态操作时，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr和气缸进气EGR气体量m_c-egr是相等的，并且气缸充气EGR气体量M_c-egr由气缸进气EGR气体量m_c-egr与Δt(sec)的乘积表示(M_c-egr＝m_c-egr·Δt)。因此，上述的差ΔKL表示稳定状态操作时的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。

在本实施例中，基于下式(46)计算稳定状态操作时的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr：

m_egr＝kegr2·ΔKL                   (46)

这里kegr2表示从发动机负荷因子KL到EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr的转换系数，而KLoff和KLon表示由上式(43)和(44)计算的发动机负荷因子。

如迄今为止所解释的，使用上式(46)计算稳定状态操作时的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。然而，使用该式(46)还可以计算瞬间操作时的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。即，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr很大程度上取决于EGR控制阀门22上游和下游之间的压力差，即，排气压力P_e和进气管道压力P_m之间的差。如果考虑到这一事实，即瞬间操作时的EGR控制阀门22上游的排气压力P_e和排气温度T_e不会与稳定状态操作时的排气压力P_e和排气温度T_e不同，不论是稳定状态操作还是瞬间操作，如果确定了进气管道压力P_m，也就确定了EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。

因此，可以使用上式(46)，由进气管道压力P_m，准确地且简单地获得稳定状态操作和瞬间操作时的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。在该情况中，由稳定状态操作时的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr可以计算稳定状态操作时的气缸充气EGR气体量M_c-egr，并且使用上式(45)由差ΔKL也可以计算稳定状态操作时的气缸充气EGR气体量M_c-egr。

图43示出了在上面的实施例中用于计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr的程序。该程序通过每个预定设置时刻的中断而执行。

参考图43，首先，在步骤100中，读入进气管道压力P_m、发动机速度NE和EGR开度θ_e。下一步，在步骤101中，计算大气温度修正系数ktha和大气压力修正系数kpa。下一步，在步骤102中，由图36、图37B和图41的映射计算标准环境条件下的连接点CP处的进气管道压力d^*以及发动机负荷因子c^*和r^*。下一步，在步骤103中，通过由ktha和kpa修正d^*、c^*和r^*，计算参数d、c和r。下一步，在步骤104中，判断检测到的进气管道压力P_m是否小于或等于连接点处的进气管道压力d。当P_m≤d时，下一步，该程序前进至步骤105，其中由图35C和图40A的映射计算a1^*和e1^*。下一步，在步骤106中，使梯度a^*和e^*是a1^*和e1^*。下一步，该程序前进至步骤109。与此相反，当P_m＞d时，下一步，该程序前进至步骤107，其中由图35D和图40B的映射计算a2^*和e2^*。下一步，在步骤108中，使梯度a^*和e^*是a2^*和e2^*。下一步，该程序前进至步骤109。

在步骤109中，通过由ktha和kpa修正a^*和e^*，计算参数a和e。下一步，在步骤110中，基于式(44)计算发动机负荷因子KLoff(KLoff＝a·(P_m-d)+c)。下一步，在步骤111中，基于式(43)计算发动机负荷因子KLon(KLon＝e·(P_m-d)+r)。下一步，在步骤112中，计算差ΔKL(ΔKL＝KLoff-KLon)。下一步，在步骤113中，基于式(45)计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(m_egr＝kegr2·ΔKL)。

在上面的实施例中，发动机负荷因子KLoff和Klon中的每一个均由两个一阶函数式表示。然而，还可以由n个m阶函数式表示发动机负荷因子KLoff和KLon(n，m＝1，2，...)。

因此，在上面的实施例中，稳定状态操作且未供应EGR气体时的气缸充气新鲜空气量或发动机负荷因子KLoff由被定义为进气管道压力P_m的函数式的第一函数式表示，并且该第一函数式是预先获得并存储的，稳定状态操作且供应EGR气体时的气缸充气新鲜空气量或发动机负荷因子KLon由被定义为进气管道压力P_m的函数式的第二函数式表示，并且该第二函数式是预先获得并存储的，使用该第一函数式和第二函数式，由所获得的进气管道压力P_m计算气缸充气新鲜空气量或发动机负荷因子KLoff和KLon，计算算得的气缸充气新鲜空气量或者发动机负荷因子KLoff和KLon的差ΔKL，并且基于差ΔKL计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。

而且，一般说来，稳定状态操作且未供应EGR气体时的气缸充气新鲜空气量或发动机负荷因子KLoff同稳定状态操作且供应EGR气体时的气缸充气新鲜空气量或发动机负荷因子KLon之间的差ΔKL由进气管道压力P_m的函数式表示，并且该函数式是预先获得并存储的，使用该函数式由所获得进气管道压力P_m计算差ΔKL，并且基于差ΔKL计算稳定状态操作和瞬间操作时的EGR控制阀门通过气体量m_egr和稳定状态操作时的气缸充气EGR气体量M_c-egr。

下面，将解释本发明的另一实施例。使用表示KLoff和KLon的式(44)和(43)，上文提及的差ΔKL可以表示为如下式(47)所示：

ΔKL＝KLoff-KLon

＝(a-e)·(P_m-d)+(c-r)    (47)

这里，如果将(a-e)替换为h，并且将(c-r)替换为i，则式(47)变为下式：

ΔKL＝h·(P_m-d)+i    (48)

h＝h1    ...P_m≤d

h＝h2    ...P_m＞d

因此，如图44所示，差ΔKL由具有不同梯度的进气管道压力P_m的两个一阶函数式表示，并且其在连接点CP处连接。即，当进气管道压力P_m低时，差ΔKL由具有梯度h1的一阶函数式表示，当进气管道压力P_m高时，差ΔKL由具有梯度h2的一阶函数式表示。

在本实施例中，表示差ΔKL的进气管道压力P_m的两个一阶函数式以式(48)所示的形式的预先存储在ROM 34中。通过这样做，可以进一步减少参数数目。基于下式计算式(48)中的参数h、d和i：

h1＝h1^*·ktha

h2＝h2^*·ktha

i＝i^*·ktha·kpa

这里，h1^*和h2^*是发动机周围环境条件是标准环境条件时的梯度，而i^*是发动机周围环境条件是标准环境条件时的连接点CP处的差。这些参数h1^*、h2^*和i^*是通过实验预先获得的，并且预先以如图45A、图45B和图45C所示映射形式存储在ROM 34中，作为发动机速度NE和EGR开度θ_e的函数。应当注意，参数d与上面的实施例相似，因此将省略对其的解释。

因此，一般说来，针对多个不同的EGR开度θ_e，预先获得并存储表示差ΔKL的进气管道压力P_m的两个一阶函数式。而且，针对多个不同的发动机速度NE，预先获得并存储表示差ΔKL的进气管道压力P_m的两个一阶函数式。

图46示出了在上文解释的本发明的另一实施例中的用于计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr的程序。该程序通过每个预定设置时刻的中断而执行。

参考图46，首先，在步骤120中，读入进气管道压力P_m、发动机速度NE和EGR开度θ_e。下一步，在步骤121中，计算大气温度修正系数ktha和大气压力修正系数kpa。下一步，在步骤122中，由图36和图45C的映射计算标准环境条件下的连接点CP处的进气管道压力d^*和差i^*。下一步，在步骤123中，通过由ktha和kpa修正d^*和i^*，计算参数d和i。下一步，在步骤124中，判断检测到的进气管道压力P_m是否小于或等于连接点处的进气管道压力d。当Pm≤d时，下一步，该程序前进至步骤125，其中由图45A的映射计算h1^*。下一步，在步骤126中，使梯度h^*是h1^*。下一步，该程序前进至步骤129。与此相反，当P_m＞d时，下一步，该程序前进至步骤127，其中由图45B的映射计算h2^*。下一步，在步骤128中，使梯度h^*是h2^*。下一步，该程序前进至步骤129。

在步骤129中，通过由ktha和kpa修正h^*，计算参数h。下一步，在步骤130中，基于式(48)计算差ΔKL(ΔKL＝h·(P_m-d)+i)。下一步，在步骤131中，基于式(46)计算EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(m_egr＝kegr2·ΔKL)。这里，将简单地解释EGR开度θ_e。如上文所解释的，EGR开度由EGR控制阀门22的步进电极的步数STP表示。即，如果步数变为0，则EGR控制阀门22关闭。如果步数STP变大，则EGR开度也变大。

然而，事实上，即使步数STP从0变大，如图47所示，EGR控制阀门22也将不会立刻开启。如果步数STP超过STP1，则EGR控制阀门22终于开启。因此，有必要用步数STP准确减去STP1(STP-STP1)来表示EGR开度θ_e。而且，EGR控制阀门22通常包括制造误差，因此实际的关于步数STP的EGR开度θ_e有可能从正常的开度变为关闭。因此，在图1所示的内燃机中，获得了用于使实际EGR开度同正常开度匹配的修正系数kg，并且该修正系数kg加入到步骤STP中。

因此，EGR开度θ_e由下式表示：

θ_e＝STP-STP0+kg

其中，STP0是在图的公差的中心部分中EGR控制阀门22开始开启的点处的步数。在该实施例中，这样计算的EGR开度θ_e用作映射的变元。

然而，可以进一步修正通过上面的方法计算的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr，或者进一步修正考虑了排气温度T_e的稳定状态操作时的气缸充气EGR气体量M_c-egr。

解释修正EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr的情况，该情况中的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr由，例如，下式表示：

m_egr＝m_egr·kwu·krtd·kinc

这里，kwu表示预热修正系数，krtd表示延滞修正系数，而kinc表示增加修正系数。

预热修正系数kwu用于修正预热操作时的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。即，在预热操作时，相比于预热操作完成之后，排气温度T_e变低。由于该量，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr(g/sec)变大。使用式(43)和(44)或者式(48)计算的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr是预热操作结束之后的EGR控制阀门通过气体流动速率。有必要对其进行修正。

如图48A所示，预热修正系数kwu在表示预热程度的发动机冷却水温度THW变高时变低，并且在表示预热完成的上述温度TWU之后保持在1.0。预热修正系数kwu以图48A所示的映射的形式预先存储在ROM 34中。另一方面，延滞修正系数krtd修正点火正时被推迟时的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。即，当点火正时被推迟时，与点火正时未被推迟时相比，排气温度T_e变高。由于该量，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr实际上变小。

如图48B所示，延滞修正系数krtd在延滞RTD为0时是1.0，并且随着延滞RTD的变大而变小。该延滞修正系数krtd以如图48B所示的映射形式预先存储在ROM 34中。

而且，增加修正系数kinc用于修正燃料喷射量增加时的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。即，当燃料喷射量增加时，与未增加燃料喷射量时相比，排气温度R_e变低。由于该量，EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr实际上变大。如图48C所示，增加修正量Finc为0时的增加修正系数kinc是1.0，并且随着增加修正量Finc变大而变大。该增加修正系数kinc以图48C所示的映射的形式预先存储在ROM 34中。通过这样做，可以获得具有进一步的较高精确度的EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。

应当注意，还可以预先获得点火正时未被推迟或者燃料喷射量未增加时的排气温度T_e，作为发动机操作状态的函数(例如，发动机速度NE和所需负荷L)，检测或估计实际的排气温度T_e，并且基于点火正时未被推迟或者燃料喷射量未增加时的排气温度T_e同实际排气温度T_e之间的差，修正EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr。对稳定状态操作时的气缸充气EGR气体量M_c-egr执行同样的操作，因此将省略对其的解释。

在图1所示的内燃机中，如上文所解释的，EGR控制阀门22下游的EGR通道21分开并且连接到不同的气缸的进气管12。在该设置中，为了抑制送入气缸的EGR气体量的波动，如图49所示，可以在EGR控制阀门22下游的EGR通道21中提供缩颈23。

在该情况中，首先，在稳定状态操作时，被定义为通过缩颈的EGR气体流动速率的缩颈通过气体流动速率m_chk(g/sec)同EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr匹配。因此，如由迄今为止的描述所解释的，可以基于差ΔKL计算稳定状态操作时的缩颈通过气体流动速率m_chk。应当注意，缩颈通过气体流动速率m_chk表示流入进气管道部分的EGR气体的流动速率。

另一方面，在瞬间操作时，缩颈通过气体流动速率m_chk没有必要与EGR控制阀门通过气体流动速率m_egr匹配。然而，当从EGR控制阀门22到缩颈23的EGR通道21的容积是相对小的时候，m_chk通常与m_egr匹配。因此，当从EGR控制阀门22到缩颈23的EGR通道21的容积是相对小的时候，不论是在稳定状态操作还是瞬间操作时，均可以基于差ΔKL计算缩颈通过气体流动速率m_chk。

在上文解释的本实施例中，例如，通过使用计算模型估计的进气管道压力P_m或者由压力传感器39检测的进气管道压力P_rm，计算发动机负荷因子KLon和KLoff或者差ΔKL。然而，例如，还可以基于节气阀门开度或者配置在节气阀门17上游的进气管14中的空气流量计的输出，估计进气管道压力P_m，并且由估计的进气管道压力P_m计算发动机负荷因子KL。这里，当基于节气阀门开度估计进气管道压力P_m时，预先获得了作为节气阀门开度θ_t、发动机速度NE和EGR开度θ_e的函数的进气管道压力P_m。这以映射的形式存储起来。

另一方面，当基于空气流量计的输出估计进气管道压力P_m时，由于空气流量计的检测精度等，估计的进气管道压力P_m有可能超过进气管道压力P_m可采用的最大压力P_mmax。在其中P_m＞P_mmax的区域中，如图50B所示，有时，由上式(43)表示的发动机负荷因子KLon变得甚至大于由式(44)表示的发动机负荷因子KLoff。在该情况中，差ΔKL变为负值。即，如果估计的进气管道压力P_m超过最大压力P_mmax，则有可能不再能够准确地计算差ΔKL。

因此，如图50A所示，在其中P_m＞P_mmax的区域中，如果使差ΔKL保持在恒定的值ΔKLC，则可以消除此不便。即，当估计的进气管道压力P_m超过最大压力P_mmax时，可以继续准确地计算差ΔKL。

然而，如图51A和图51B所示，已知一种内燃机，其中在对应于每个气缸5的进气管13的内部提供了一对进气通道13a和13b，其由隔板24分开，并且在进气通道13b的内部配置了涡流控制阀门25。

例如，在发动机低负荷操作时涡流控制阀门25关闭，并且在发动机高负荷操作时涡流控制阀门25开启。如图51A所示，当涡流控制阀门25开启时，气体从两个进气通道13a和13b流到气缸5内部，并且因此有足够的新鲜空气供入气缸5内部。另一方面，当涡流控制阀门25关闭时，气体仅从进气通道13a流入气缸5，并且因此在气缸5内部的气缸轴周围形成了涡流。

这里，如果涡流控制阀门25关闭，如上文所解释的，气体仅从进气通道13a流入气缸5，因此相比于涡流控制阀门25开启的时候，从EGR控制阀门22到气缸5的通路的容积变小。而且，当涡流控制阀门25关闭时，EGR通道21出口附近的气体流动速率变快。特别地，如图51A和51B所示，当EGR通道21在由隔板24分开的区域中连接到进气通道13a时，涡流控制阀门25关闭时的EGR通道21出口附近的气体流动速率的增加是大的。

这样，当涡流控制阀门25关闭时，相比于其中涡流控制阀门25开启的情况，从EGR控制阀门22到气缸5的通路的容积变小，并且EGR通道21出口附近的气体流动速率变快，因此从排气通过EGR控制阀门22到其到达气缸5所耗时间变短，并且促进了排气在EGR通道21和EGR控制阀门22下游的进气通道13a中的扩散。即，如果涡流控制阀门25关闭，则相比于涡流控制阀门25开始的时候，上述的迟滞时间Td2变短，并且上述的时间常数τ2变小。

因此，当内燃机配备有涡流控制阀门25时，在上面的实施例中，基于涡流控制阀门25开启的状态，通过实验等获得使用发动机速度NE作为变量的迟滞时间Td2和时间常数τ2的映射，并且将其存储在ROM 34中。当涡流控制阀门25开启时，使用基于发动机速度NE由该映射获得的迟滞时间Td2和时间常数τ2用于计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr。

这里，迟滞时间Td2和时间常数τ2的映射采用诸如图17A和图17B所示的形式。另一方面，当涡流控制阀门25关闭时，基于发动机速度NE由图17A和图17B所示的映射获得迟滞时间Td2和时间常数τ2，并且通过使该迟滞时间Td2和时间常数τ2与小于1.0的修正系数相乘而计算的迟滞时间Td2和时间常数τ2被用于计算气缸入流排气流动速率m_egr-egr。据此，即使在内燃机配备有涡流控制阀门时，仍可以较准确地计算气缸入流排气流动速率。

应当注意，一般说来，该技术概念还可以同样地应用于这样的内燃机，其被设计为，从EGR控制阀门到进气阀门的通道的容积可以根据发动机操作状态变化，或者进气通道的通路截面积可以根据发动机操作状态变化，由此可以改变面对进气通道打开的EGR通道出口附近的气体流动速率。

然而，如果在配备有诸如图51A和图51B所示的涡流控制阀门的内燃机中关闭涡流控制阀门，如上文所解释的，则相比于涡流控制阀门开启的情况，从EGR控制阀门到气缸的通路的容积变小，并且EGR通道出口附近的气体流动速率变快，因此充气到气缸中的EGR气体量变大。即，当涡流控制阀门关闭时，充气到气缸中的EGR气体量变大，因此相反地，充气到气缸中的新鲜空气量变小，并且因此发动机负荷因子变小。

因此，对于配备有涡流控制阀门的内燃机，对于将EGR气体送入气缸的情况，当利用上式(43)计算发动机负荷因子KLon时，优选的是，考虑这一事实，即充气到气缸中的EGR气体量取决于涡流控制阀门开启或者关闭而有所不同。

因此，当内燃机配备有涡流控制阀门25时，在上面的实施例中，基于涡流控制阀门25开启的状态，通过实验等获得用于设置式(43)中使用的参数e(e1^*、e2^*)、d^*、r^*的映射，并且将其存储在ROM 34中。当涡流控制阀门25开启时，由这些映射获得参数e(e1^*、e2^*)、d^*、r^*，并且基于这些参数由式(43)计算发动机负荷因子KLon。

另一方面，当涡流控制阀门25关闭时，由上面的映射获得参数e(e1^*、e2^*)、d^*、r^*，并且基于使这些参数中的至少一个同大于1.0的修正系数相乘而计算的参数，由式(43)计算发动机负荷因子KLon。据此，即使在内燃机配备有涡流控制阀门时，仍可以较准确地计算发动机负荷因子KLon。应当注意，一般说来，该技术概念还可以同样地应用于这样的内燃机，其被设计为，从EGR控制阀门到进气阀门的通道的容积可以根据发动机操作状态变化，或者进气通道的通路截面积可以根据发动机操作状态变化，由此可以改变面对进气通道打开的EGR通道出口附近的气体流动速率。

而且，如果直接计算气缸入流新鲜空气流动速率，而非计算气缸入流排气流动速率，则在涡流控制阀门关闭且气缸入流排气流动速率变大时，足以能够修正气缸入流新鲜空气流动速率，使之相比于涡流控制阀门开启的情况变小。而且，在上面的实施例中，在上式(43)和(44)中，使参数d^*是由式(43)和(44)中的相同映射获得的值，但是还可以使用于式(43)中的参数d^*和用于式(44)中的参数d^*是由不同映射获得的值。应当注意，总量是通过使流动速率与时间相乘获得的，因此上面的实施例中的流动速率基本上也解释为总量。

而且，如果将本发明应用于这样的内燃机，则其是特别有利的，即该内燃机具有连接到进气管(或进气口)的EGR通道，由此通过EGR通道送入到进气管的排气在此处积累。

尽管通过参考被选出用于说明目的的具体实施例描述了本发明，但是本领域的技术人员应当认识到，在不偏离本发明的基本概念和范围的前提下，可以进行许多修改。

Claims (26)

1.一种内燃机的气缸入流排气量计算系统，该内燃机配备有进气通道、排气通道、连接进气通道和排气通道的排气再循环通道、和配置在排气再循环通道中用于控制流入排气再循环通道的排气流动速率的排气流动速率控制阀门，并且该系统利用通过排气流动速率控制阀门的排气量，即通过排气量，计算流入气缸的排气量，即气缸入流排气量，其中

考虑到对应于通过所述排气流动速率控制阀门的排气到达气缸之前所耗时间的迟滞时间，以及气缸入流排气量变化相对于所述通过排气量变化的跟踪滞后，计算气缸入流排气量。

2.如权利要求1所述的气缸入流排气量计算系统，其中所述跟踪滞后是一阶滞后，并且所述一阶滞后的时间常数和所述迟滞时间根据发动机速度发生变化。

3.如权利要求1所述的气缸入流排气量计算系统，其中内燃机配备有多个气缸，预先获得了每个气缸中的实际气缸入流排气量与所述计算的气缸入流排气量的比，作为分配常数，并且所述分配常数与所述计算的气缸入流排气量相乘，以计算每个气缸中的气缸入流排气量。

4.如权利要求1所述的气缸入流排气量计算系统，其中内燃机配备有多个气缸，并且针对每个气缸设置所述跟踪滞后和迟滞时间。

5.如权利要求1所述的气缸入流排气量计算系统，其中内燃机配备有进气阀门，其具有可变关闭正时，并且根据进气阀门的该关闭正时，改变所述跟踪滞后的设置和所述迟滞时间的设置。

6.如权利要求1所述的气缸入流排气量计算系统，其中通过根据发动机操作状态改变从排气流动速率控制阀门到进气阀门的通道容积、或者通过根据发动机操作状态改变进气通道的通路截面积这两种方式中的一种，能够改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，并且根据所述通道容积和所述气体流动速率中的一个，能够改变跟踪滞后的设置和迟滞时间的设置。

7.如权利要求1所述的气缸入流排气量计算系统，其中根据发动机操作状态改变从所述排气流动速率控制阀门到所述进气阀门的通道容积、或者通过根据发动机操作状态改变所述进气通道的通路截面积这两种方式中的一种，能够改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，预先获得并存储了以下所述的函数式，该函数式通过进气通道中的压力以及所述进气通道中除了压力以外的参数的函数表示通过排气量，利用该函数式，由进气通道中的压力计算通过排气量，并且根据所述通道容积和所述气体流动速率中的一个，改变进气通道中除了压力以外的参数。

8.一种内燃机的气缸入流排气量计算系统，该内燃机配备有进气通道、排气通道、连接进气通道和排气通道的排气再循环通道、和配置在排气再循环通道中用于控制流入排气再循环通道的排气流动速率的排气流动速率控制阀门，该系统利用改变所述通过排气量的参数，计算所述通过排气流动速率控制阀门的排气量，即通过排气量，并且该系统利用所述计算的通过排气量，计算流入气缸的排气量，即气缸入流排气量，其中

读入所述参数值，在所述读取值中反映了对应于通过所述排气流动速率控制阀门的排气到达气缸之前所耗时间的迟滞时间，以及气缸入流排气量变化相对于通过排气量变化的跟踪滞后，并且利用反映了迟滞时间和跟踪滞后的该读取值，计算通过排气量。

9.如权利要求8所述的气缸入流排气量计算系统，其中所述跟踪滞后是一阶滞后，并且所述一阶滞后的时间常数和所述迟滞时间根据发动机速度变化。

10.如权利要求8所述的气缸入流排气量计算系统，其中内燃机配备有多个气缸，预先获得每个气缸中的实际气缸入流排气量与所述计算的气缸入流排气量的比，作为分配常数，并且所述分配常数与所述计算的气缸入流排气量相乘，以计算每个气缸中的气缸入流排气量。

11.如权利要求8所述的气缸入流排气量计算系统，其中内燃机配备有多个气缸，并且针对每个气缸设置所述跟踪滞后和迟滞时间。

12.如权利要求8所述的气缸入流排气量计算系统，其中内燃机配备有进气阀门，其具有可变关闭正时，并且根据进气阀门的该关闭正时，改变所述跟踪滞后的设置和所述迟滞时间的设置。

13.如权利要求8所述的气缸入流排气量计算系统，其中通过根据发动机操作状态改变从排气流动速率控制阀门到进气阀门的通道容积、或者通过根据发动机操作状态改变进气通道的通路截面积这两种方式中的一种，能够改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，并且根据所述通道容积和所述气体流动速率中的一个，改变跟踪滞后的设置和迟滞时间的设置。

14.一种内燃机的进气通道入流排气量计算系统，该内燃机配备有进气通道、排气通道、连接进气通道和排气通道的排气再循环通道、和配置在排气再循环通道中用于控制流入排气再循环通道的排气流动速率的排气流动速率控制阀门，该系统利用通过所述排气流动速率控制阀门的排气量，即通过排气量，计算流入进气通道的排气量，即进气通道入流排气量，其中

考虑到对应于通过所述排气流动速率控制阀门的排气到达进气通道之前所耗时间的迟滞时间、以及进气通道入流排气量变化相对于所述通过排气量变化的跟踪滞后，计算进气通道入流排气。

15.如权利要求14所述的进气通道入流排气量计算系统，其中所述跟踪滞后是一阶滞后，并且所述一阶滞后的时间常数和迟滞时间根据发动机速度变化。

16.如权利要求14所述的进气通道入流排气量计算系统，其中内燃机配备有多个气缸，所述排气再循环通道连接到进气通道，该进气通道连接到每个气缸，预先获得了针对连接到每个气缸的进气通道气缸的实际进气通道入流排气量与所述计算的气缸入流排气量的比，作为分配常数，并且所述分配常数与所述计算的进气通道入流排气量相乘，以计算连接到每个气缸的进气通道中的进气通道入流排气量。

17.如权利要求14所述的进气通道入流排气量计算系统，其中内燃机配备有多个气缸，并且针对每个气缸设置所述跟踪滞后和迟滞时间。

18.如权利要求14所述的进气通道入流排气量计算系统，其中内燃机配备有进气阀门，其具有可变关闭正时，并且根据进气阀门的该关闭正时，改变所述跟踪滞后的设置和所述迟滞时间的设置。

19.如权利要求14所述的进气通道入流排气量计算系统，其中通过根据发动机操作状态改变从排气流动速率控制阀门到进气阀门的通道容积、或者通过根据发动机操作状态改变进气通道的通路截面积这两种方式中的一种，能够改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，并且根据所述通道容积或者所述气体流动速率的一个，改变跟踪滞后的设置和迟滞时间的设置。

20.如权利要求14所述的进气通道入流排气量计算系统，其中通过根据发动机操作状态改变从所述排气流动速率控制阀门到所述进气阀门的通道容积、或者通过根据发动机操作状态改变所述进气通道的通路截面积，能够改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，预先获得并存储了以下所述的函数式，该函数式通过进气通道中的压力以及所述进气通道中除了压力以外的参数的函数表示通过排气量，利用该函数式，由进气通道中的压力计算通过排气量，并且根据所述通道容积和所述气体流动速率中的一个，改变进气通道中除了压力以外的参数。

21.一种内燃机的进气通道入流排气量计算系统，该内燃机配备有进气通道、排气通道、连接进气通道和排气通道的排气再循环通道、和配置在排气再循环通道中用于控制流入排气再循环通道的排气流动速率的排气流动速率控制阀门，该系统利用改变通过排气量的参数，计算所述通过排气流动速率控制阀门的排气量，即通过排气量，并且该系统利用所述计算的通过排气量，计算流入进气通道的排气量，即进气排气量，其中

读入所述参数值，在所述读取值中反映了对应于通过排气流动速率控制阀门的排气到达气缸之前所耗时间的迟滞时间、以及气缸入流排气量变化相对于所述通过排气量变化的跟踪滞后，并且利用反映了迟滞时间和跟踪滞后的该读取值，计算通过排气量。

22.如权利要求21所述的进气通道入流排气量计算系统，其中所述跟踪滞后是一阶滞后，并且所述一阶滞后的时间常数和迟滞时间根据发动机速度变化。

23.如权利要求21所述的进气通道入流排气量计算系统，其中内燃机配备有多个气缸，所述排气再循环通道连接到进气通道，该进气通道连接到每个气缸，预先获得了针对连接到每个气缸的进气通道的实际进气通道入流排气量与所述计算的气缸入流排气量的比，作为分配常数，并且所述分配常数与所述计算的进气通道入流排气量相乘，以计算连接到每个气缸的进气通道中的进气通道入流排气量。

24.如权利要求21所述的进气通道入流排气量计算系统，其中内燃机配备有多个气缸，并且针对每个气缸设置所述跟踪滞后和迟滞时间。

25.如权利要求21所述的进气通道入流排气量计算系统，其中内燃机配备有进气阀门，其具有可变关闭正时，并且根据进气阀门的该关闭正时，改变所述跟踪滞后的设置和所述迟滞时间的设置。

26.如权利要求21所述的进气通道入流排气量计算系统，其中通过根据发动机操作状态改变从排气流动速率控制阀门到进气阀门的通道容积、或者通过根据发动机操作状态改变进气通道的通路截面积这两种方式中的一种，能够改变面对进气通道打开的排气再循环通道的开口附近的气体流动速率，并且根据所述通道容积和所述气体流动速率中的一个，改变跟踪滞后的设置和迟滞时间的设置。

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