CN102177321B - 内燃机的增压器控制装置 - Google Patents

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Abstract

内燃机的增压器控制装置适合应用到具备第一增压器和第二增压器的系统中。切换增压压力设定单元基于目标增压压力和实际增压压力的偏差，设定对使第一增压器和第二增压器动作的模式进行切换时所使用的切换增压压力。切换控制单元在实际增压压力达到切换增压压力时，进行切换该模式的控制。由此，在模式的切换时，能够适当抑制增压压力的过冲。

Description

内燃机的增压器控制装置
技术领域
本发明涉及具备两个增压器的内燃机的增压器控制装置。
背景技术
以往，已提出有一种在进气系统和排气系统中并列配置两个增压器(主涡轮增压器和副涡轮增压器)并适当切换这些增压器的动作个数的技术。具体而言，已提出在只有主涡轮增压器动作的模式和主涡轮增压器和副涡轮增压器两者动作的模式之间进行切换时所进行的控制。另外，以下，将只有主涡轮增压器动作的模式称作“单涡轮模式”，将主涡轮增压器和副涡轮增压器两者动作的模式称作“双涡轮模式”。
例如，在专利文献1中，已提出有如下技术，即：基于发动机转速及节气门开度等来判定快速加速，并在判定为快速加速的情况下，加快从单涡轮模式切换为双涡轮模式时的切换正时的技术。此外，在专利文献2中，已提出有如下技术，即：基于根据运转状态设定的单涡轮模式下的目标增压压力和双涡轮模式下的目标增压压力的偏差，来进行单涡轮模式和双涡轮模式的切换的判断。
专利文献1：日本特开平5-98976号公报
专利文献2：日本特开2008-128129号公报
然而，在上述专利文献1及2所记载的技术中，无法适当地进行对实际增压压力的变化的控制，存在产生增压压力的过冲等的可能性。
发明内容
本发明是为解决上述课题而作出的，其目的在于提供一种内燃机的增压器控制装置，在切换使两个增压器动作的模式时，能够适当防止增压压力的过冲。
根据本发明的第一观点，具备第一增压器和第二增压器的内燃机的增压压力控制装置，具备：切换增压压力设定单元，其基于目标增压压力和实际增压压力的偏差，设定对使上述第一增压器和第二增压器动作的模式进行切换时所使用的切换增压压力；以及切换控制单元，其在实际增压压力达到上述切换增压压力时，进行切换上述模式的控制。
上述内燃机的增压器控制装置适合应用到具备第一增压器和第二增压器的系统中。切换增压压力设定单元基于目标增压压力和实际增压压力的偏差，设定对从使第一增压器和第二增压器动作的模式进行切换时所使用的切换增压压力。切换控制单元在实际增压压力达到这样被设定的切换增压压力时，进行切换该模式的控制。根据上述的内燃机的增压器控制装置，由于基于比较目标增压压力和实际增压压力来设定的切换增压压力进行切换，所以能够在该切换时适当抑制增压压力的过冲。
在上述内燃机的增压器控制装置的一方式中，上述切换增压压力设定单元基于根据内燃机的空气量求得的基本切换增压压力和上述目标增压压力的偏差，对上述切换增压压力进行修正。由此，能够实施高精度的判定、切换。
在上述内燃机的增压器控制装置的另一方式中，上述切换增压压力设定单元基于内燃机的运转状态，对上述切换增压压力进行修正。例如，切换增压压力设定单元基于作为内燃机的运转状态的排气能来进行该修正。由此，能够进行最优的切换时的判定。
在上述内燃机的增压器控制装置中，优选为，具备如下所述的单元：在切换上述模式时，基于上述目标增压压力和上述实际增压压力的偏差，对排气切换阀的开阀速度或开阀正时进行修正，并且对进气切换阀的开阀速度或开阀正时进行修正。由此，能够更有效地抑制增压压力及排压的过冲。
此外，优选为具备如下所述的单元：在切换上述模式时，基于根据内燃机的空气量求得的基本切换增压压力和上述目标增压压力的偏差，对排气切换阀的开阀速度或开阀正时进行修正，并且对进气切换阀的开阀速度及开阀正时进行修正。由此，也能够有效地抑制增压压力及排压的过冲。
此外，优选为具备如下所述的单元：在切换上述模式时，基于内燃机的运转状态，对排气切换阀的开阀速度或开阀正时进行修正，并且对进气切换阀的开阀速度或开阀正时进行修正。由此，也能够有效地抑制增压压力及排压的过冲。
在优选的实施例中，上述切换增压压力设定单元在从只使上述第一增压器动作的模式切换到使上述第一增压器和上述第二增压器两者动作的模式时，设定上述切换增压压力，上述切换控制单元在实际增压压力达到上述切换增压压力时，进行从只使上述第一增压器动作的模式切换到使上述第一增压器和上述第二增压器两者动作的模式的控制。
在更优选的实施例中，上述第一增压器及上述第二增压器并列配置于进气通道及排气通道。
附图说明
图1为表示适用了本实施方式涉及的内燃机的增压器控制装置的车辆的简要结构的图。
图2为表示单涡轮模式及双涡轮模式下的气体的流动的图。
图3为用于说明单涡轮模式和双涡轮模式的切换判定方法的基本概念的图。
图4为表示缓慢加速时的切换时的运行情况的一例的图。
图5为表示快速加速时的切换时的运行情况的一例的图。
图6为表示在进行第一实施方式涉及的控制时的快速加速时的切换时的运行情况的一个例子的图。
图7表示第一实施方式的控制处理的流程图。
图8为用于说明第一实施方式的基本切换增压压力及切换增压压力修正量的计算方法的图。
图9为表示实际增压压力相对目标增压压力为过冲时的图。
图10表示第二实施方式的控制处理的流程图。
图11为用于说明第二实施方式的切换增压压力修正量的计算方法的图。
图12表示第三实施方式的控制处理的流程图。
图13为用于说明第三实施方式的排气能修正值的计算方法的图。
图14为表示快速加速时的切换时的运行情况的一例的图。
图15为表示进行第四实施方式涉及的控制时的快速加速时的切换时的运行情况的一例的图。
附图标记说明如下：
2...空气滤清器；3...进气通道；4、5...涡轮增压器；4a、5a...涡轮；4b、5b...涡轮；6...进气切换阀；8...内燃机；8a...汽缸；9...增压压力传感器；10...排气通道；11...EGR通道；15...排气切换阀；16...排气旁通阀；50...ECU。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的优选实施方式进行说明。
[装置结构]
首先，对应用了本实施方式涉及的内燃机的增压器控制装置的系统的整体结构进行说明。
图1为表示应用了本实施方式涉及的内燃机的增压器控制装置的车辆的结构的简要图。在图1中，实线箭头表示气体的流动，虚线箭头表示信号的输入输出。另外，图1表示设定为单涡轮模式时的气体的流动。
车辆主要具备空气滤清器2、进气通道3、涡轮增压器4、5、进气切换阀6、簧片阀7、内燃机(发动机)8、增压压力传感器9、排气通道10、EGR通道11、EGR阀14、排气切换阀15、排气旁通阀16和ECU(Engine Control Unit，电子控制单元)50。
空气滤清器2净化从外部取得的空气(进气)并供给到进气通道3。进气通道3在途中被分岔为进气通道3a、3b，在进气通道3a上配设有涡轮增压器4的压缩机4a，在进气通道3b上配设有涡轮增压器5的压缩机5a。压缩机4a、5a分别对通过进气通道3a、3b的进气进行压缩。
此外，在进气通道3b中设有进气切换阀6及簧片阀7。进气切换阀6构成为，根据从ECU50供给的控制信号S6来控制开闭，并能够调整通过进气通道3b的进气的流量。例如，通过开闭进气切换阀6，能够切换进气通道3b中的进气的流通/切断。簧片阀7构成为通道中的压力成为规定以上时打开阀。并且，在压缩机4a、4b的下游侧的进气通道3上，设有增压压力传感器9。增压压力传感器9检测被增压后的进气的压力(实际增压压力)，并将与该实际增压压力对应的检测信号S9供给到ECU50。
内燃机8构成为V型8汽缸发动机，其在左右组(汽缸组)8L、8R分别设有四个汽缸(cylinder)8La、8Ra。内燃机8是将通过进气通道3供给的进气和燃料的混合气进行燃烧来产生动力的装置。内燃机8例如由汽油发动机、柴油发动机等构成。而且，在内燃机8内通过燃烧而产生的废气被排出到排气通道10。另外，内燃机8不限于由8个汽缸构成。
在排气通路10中连接有EGR通道11。EGR通道11的一端与排气通道10连接，另一端与进气通道3连接。EGR通道11是用于使废气(EGR气体)回流至进气系统的通道。具体而言，在EGR通道11上设有EGR冷却器12、EGR阀14、旁通通道11a和旁通阀13。EGR冷却器12为冷却EGR气体的装置，EGR阀14为调节通过EGR通道11的EGR气体的流量的阀，换言之，调节(即，调节EGR率)回流至进气系统的EGR气体的量的阀。此时，EGR阀14中，通过从ECU50供给的控制信号S14，来控制该阀的开度。此外，旁通通道11a为绕过EGR冷却器12的通道，在通道上设有旁通阀13。通过该旁通阀13来调节通过旁通通道11a的EGR气体的流量。另外，在图1中，由于EGR阀14被设定为关闭状态，所以EGR气体不回流。
排气通道10在途中被分岔为排气通道10a、10b，在排气通道10a上配设有涡轮增压器4的涡轮4b，在排气通道10b上配设有涡轮增压器5的涡轮5b。涡轮4b、5b分别在通过排气通道10a、10b的废气的作用下旋转。这种涡轮4b、5b的转矩被传递到涡轮增压器4内的压缩机4a及涡轮增压器5内的压缩机5a并使它们旋转，从而对进气进行压缩(即增压)。
另外，涡轮增压器4由在低中速区域下增压能力大的小容量低速型增压器构成，涡轮增压器5由在中高速区域下增压能力大的大容量高速型增压器构成。也就是说，涡轮增压器4相当于所谓主涡轮增压器，涡轮增压器5相当于所谓副涡轮增压器。另外，涡轮增压器4相当于本发明中的第一增压器，涡轮增压器5相当于本发明中的第二增压器。
并且，在排气通道10b上设有排气切换阀15，并且与排气旁通通道10ba连接。排气切换阀15构成为，根据从ECU50供给的控制信号S15来控制开闭，能够调整通过排气通道10b的废气的流量。例如，通过开闭排气切换阀15，能够切换排气通道10b中的废气的流通/切断。此外，排气旁通通道10ba由绕过设有排气切换阀15的排气通道10b的通道构成。具体而言，排气旁通通道10ba构成为，通道的直径小于设有排气切换阀15的排气通道10b的直径。此外，在排气旁通通道10ba中设有排气旁通阀16，利用该排气旁通阀16来调节通过排气旁通通道10ba的废气的流量。
另外，在上述的进气切换阀6、排气切换阀15及排气旁通阀16全部关闭时，只在涡轮增压器4中供给有进气及废气，在涡轮增压器5中没有进气及废气的供给。因此，只有涡轮增压器4动作，涡轮增压器5不动作。另一方面，在进气切换阀6打开且排气切换阀15及排气旁通阀16中的任意一个打开的情况下，在涡轮增压器4、5两者中供给有进气及废气。因此，涡轮增压器4、5两者动作。
ECU50包含未图示的CPU、ROM、RAM及A/D转换器等而构成。ECU50基于从车辆内的各种传感器供给的输出等来进行车辆内的控制。具体而言，ECU50从增压压力传感器9取得实际增压压力，并基于该实际增压压力对进气切换阀6、EGR阀14、排气切换阀15及排气旁通阀16等进行控制。在本实施方式中，ECU50主要通过对进气切换阀6、排气切换阀15及排气旁通阀16进行控制，来进行在只有涡轮增压器4动作的模式(单涡轮模式)和涡轮增压器4、5两者动作的模式(双涡轮模式)之间进行切换的控制。这样，ECU50相当于本发明的内燃机的增压器控制装置。虽然在后文中详细叙述，但ECU50作为切换增压压力设定单元及切换控制单元发挥作用。
在此，对切换单涡轮模式和双涡轮模式时执行的基本控制，进行简单说明。如上所述，模式的切换是通过ECU50控制进气切换阀6、排气切换阀15及排气旁通阀16来进行的。具体而言，在从单涡轮模式切换为双涡轮模式时，ECU50将进气切换阀6、排气切换阀15及排气旁通阀16从关闭控制为打开。此时，ECU50基本上按照排气旁通阀16、排气切换阀15、进气切换阀6的顺序打开阀来执行切换。更详细地说，首先稍稍打开排气旁通阀16，在该状态下满足规定条件时打开排气切换阀15，之后打开进气切换阀6。此时，最初稍稍打开排气旁通阀16是为了通过向涡轮增压器5供给较小流量的废气(由于排气旁通通道10ba的直径小)而使涡轮增压器5渐渐动作(即，助起动)。换言之，为了防止通过最初打开排气切换阀15来使较大流量的废气在涡轮增压器5中一口气流动，而产生扭矩冲击(torque shock)等的情况。另一方面，在从单涡轮模式切换为双涡轮模式的情况下，ECU50与上述一样将进气切换阀6、排气切换阀15及排气旁通阀16从打开控制为关闭。
接着，参照图2，对单涡轮模式及双涡轮模式下的气体的流动进行说明。图2为只表示图1的涡轮增压器4、5附近的构成要素的图。图2(a)为表示被设定为单涡轮模式时的图，图2(b)为表示被设定为双涡轮模式时的图。如图2(a)所示，在单涡轮模式中，由于进气切换阀6、排气切换阀15及排气旁通阀16全部打开，所以只在涡轮增压器4中供给有进气及废气，在涡轮增压器5中没有进气及废气的供给。因此，只有涡轮增压器4动作，涡轮增压器5不动作。另一方面，如图2(b)所示，在双涡轮模式中，由于进气切换阀6打开，并且排气切换阀15及排气旁通阀16打开，所以涡轮增压器4、5两者供给有进气及废气。因此，涡轮增压器4、5两者动作。
接着，参照图3，对单涡轮模式和双涡轮模式的切换判定方法的基本概念进行说明。图3为表示通过空气量(横轴)和增压压力(纵轴)来规定设定为单涡轮模式的区域(单涡轮区域)和设定为双涡轮模式的区域(双涡轮区域)的映射图的一例。实线90相当于切换单涡轮模式和双涡轮模式时使用的判定值，该判定值根据加速状态被变更为虚线91或虚线92。ECU50参照这种映射图，求得与当前的空气量对应的增压压力，并将该增压压力(以下，称作“基本切换增压压力”)设定为切换单涡轮模式和双涡轮模式时使用的判定值。基本上，ECU50在单涡轮模式设定时实际增压压力超过基本切换增压压力时，从单涡轮模式切换为双涡轮模式。相对于此，ECU50在双涡轮模式设定时实际增压压力低于基本切换增压压力时，从双涡轮模式切换为单涡轮模式。
[切换方法]
接着，对本实施方式的从单涡轮模式向双涡轮模式的切换方法进行说明。在本实施方式中，ECU50对如上所述地设定的基本切换增压压力进行修正(以下，将该修正后的增压压力称作“最终切换增压压力”)，并将该最终切换增压压力作为从单涡轮模式向双涡轮模式切换时的判定值来使用，从而进行该切换。以下，对本实施方式的最终切换增压压力的设定方法等进行具体说明。
(第一实施方式)
在第一实施方式中，ECU50基于目标增压压力和实际增压压力的偏差，对上述的基本切换增压压力进行修正，设定最终切换增压压力。这样设定最终切换增压压力的理由如下。
以往，有如下方法，即：为了防止由进气切换阀6、排气切换阀15的机械延迟而引起的排气阻力(排压)增加、输出下降，而例如在发动机转速和节气门开度的开阀速度高于规定值时判定为快速加速，并立即从单涡轮模式切换为双涡轮模式。在使用这种方法的情况下，判定中所使用的发动机转速及节气门开度的开阀速度与排气阻力增加的相关性较低，所以有时不能进行适当的切换判定。这是因为排气阻力增加的主要原因在于，相比进气切换阀6、排气切换阀15等机械延迟，而是排气能(废气量、废气温度等)的增加引起的。
此外，在上述方法中，由于只使用快速加速和除此以外的方法这两种切换方法，所以很难在各种运转条件下适当防止排气阻力增加。并且，在该方法中，无法适当推测是否超过最终能够允许的排气阻力，所以切换过早，存在产生增压压力下降、转矩变动等的可能性。另外，排气阻力的增加，除输出下降之外，还存在产生涡轮增压器4(主涡轮增压器)的过度旋转、排气系统部件的可靠性下降、增压压力的过冲等的可能性。
因此，在第一实施方式中，将从单涡轮模式切换到双涡轮模式时使用的判定值设定为适当的值，以适当防止增压压力的过冲等。具体而言，ECU50基于目标增压压力和实际增压压力的偏差，修正基本切换增压压力来设定最终切换增压压力，将该最终切换增压压力作为从单涡轮模式切换到双涡轮模式时的判定值加以使用。
另外，目标增压压力为在正常状态下预先确认的控制目标值，只要时间经过，则基本上实际增压压力与目标增压压力相同。例如，目标增压压力是利用基于车辆的运转状态(发动机转速、燃料喷射量等)规定的运算式或者映射图等来求得的。
在此，参照图4至图6，对第一实施方式中的最终切换增压压力的设定方法进行具体说明。
图4为表示缓慢加速时的从单涡轮模式切换到双涡轮模式时的运行情况的一例的图。图4表示进行第一实施方式的控制时(也就是说，未修正基本切换增压压力时)的曲线图。具体而言，图4中，从上方起依次表示增压压力、排气切换阀15的开闭、排压(相当于废气的压力。以下相同)的时间变化。详细而言，实线A1表示目标增压压力，实线A2表示实际增压压力，虚线A3表示从单涡轮模式切换到双涡轮模式时使用的基本切换增压压力(未修正的判定值)。另外，即使进行第一实施方式涉及的控制，此时也几乎没有目标增压压力和实际增压压力之间的偏差，所以基本切换增压压力几乎不被修正，从而，结果上看，得到与图4所示的曲线相同的曲线。
如图4所示，在时刻t1，由于实际增压压力超过基本切换增压压力，所以进行用于从单涡轮模式切换为双涡轮模式的控制。此时，可知增压压力、排压上不产生过冲。这是因为在缓慢加速时，在目标增压压力和实际增压压力之间几乎不产生偏差。
图5为表示快速加速时的从单涡轮模式切换到双涡轮模式时的运行情况的一例的图。图5表示未进行第一实施方式涉及的控制时(也就是说，未修正基本切换增压压力时)的曲线。具体而言，图5中，从上方起依次表示增压压力、排气切换阀15的开闭、排压的时间变化。详细而言，实线B1表示目标增压压力，实线B2表示实际增压压力，虚线B3表示基本切换增压压力(未修正的判定值)。
如图5所示，在时刻t2，由于实际增压超过基本切换增压压力，所以进行用于从单涡轮模式切换为双涡轮模式的控制。此时，如虚线区域B4、B5所示，可知在增压压力、排压上产生了过冲。这是因为在快速加速时，在目标增压压力和实际增压压力之间产生了某种程度较大的偏差。也就是说，实际增压压力由于未能跟随目标增压压力而引起的。
由此可知，在第一实施方式中，为了适当地抑制如上所述的增压压力的过冲等，基于目标增压压力与实际增压压力的偏差(以下，简称为“增压压力偏差”)，进行对基本切换增压压力的修正，设定最终切换增压压力。具体而言，ECU50是增压压力偏差越大将最终切换增压压力设定得越低，增压压力偏差越小将最终切换增压压力设定得越高。
图6为表示进行第一实施方式涉及的控制时的从快速加速时的单涡轮模式切换到双涡轮模式时的运行情况的一例的图。具体而言，图6中，从上方起依次表示增压压力、排气切换阀15的开闭、排压的时间变化。详细而言，实线C1表示目标增压压力，实线C2表示实际增压压力。此外，虚线C3表示基于增压压力偏差来修正基本切换增压压力后的最终切换增压压力。此时，由于是快速加速，实际增压压力存在远离目标增压压力的倾向，也就是说存在目标增压压力和实际增压压力的偏差增大的倾向，因此最终切换增压压力设定得较低。即，虚线C3中的最终切换增压压力被设定得比图5所示的虚线B3中的基本切换增压压力低。
在这样设定最终切换增压压力的情况下，由于在时刻t3实际增压压力超过基本切换增压压力，所以进行用于从单涡轮模式切换为双涡轮模式的控制。此时可知，在增压压力、排压上产生了过冲。这是因为用与加速状态对应的适当的判定值(最终切换增压压力)来进行了切换。
接着，图7为表示第一实施方式的控制处理的流程图。该处理是在被设定为单涡轮模式时执行。另外，该处理是通过ECU50以规定的周期被反复执行。
首先，在步骤S101中，ECU50取得目标增压压力pimtrg、实际增压压力pim及空气量Ga。具体而言，ECU50通过使用基于车辆的运转状态(发动机转速、燃料喷射量等)规定的规定运算式或者映射图来取得目标增压压力pimtrg。此外，ECU50从增压压力传感器9取得实际增压压力pim，并且从空气滤清器等取得空气量Ga。然后，处理进入步骤S102。另外，目标增压压力pimtrg为正常状态下预先确认的控制目标值，只要经过时间，则基本上实际增压压力pim与目标增压压力pimtrg相同。
在步骤S102中，ECU50根据在步骤S101中取得的目标增压压力pimtrg及实际增压压力pim，计算出增压压力偏差pimdlt。具体而言，增压压力偏差pimdlt通过“pimdlt＝pimtrg-pim”得到。然后，处理进入步骤S103。
在步骤S103中，ECU50根据在步骤S101中取得的空气量Ga计算出基本切换增压压力pim12b。然后，处理进入步骤S104。在步骤S104中，ECU50基于在步骤S102中计算出的增压压力偏差pimdlt，计算出用于修正基本切换增压压力pim12b的切换增压压力修正量pim12of。然后，处理进入步骤S105。
在此，参照图8，对基本切换增压压力pim12b及切换增压压力修正量pim12of的计算方法的一例进行说明。图8(a)表示由空气量Ga(横轴)规定的基本切换增压压力pim12b(纵轴)的映射图的一例。由此可以看出，空气量Ga越大，基本切换增压压力pim12b越低。ECU50在上述的步骤S103的处理中，参照这种映射图，取得与空气量Ga对应的基本切换增压压力pim12b。
图8(b)为表示由增压压力偏差pimdlt(横轴)规定的切换增压压力修正量pim12of(纵轴)的映射图的一例。由此可以看出，增压压力偏差pimdlt越大，切换增压压力修正量pim12of越大。ECU50在上述的步骤S104的处理中，参照这种映射图，取得与增压压力偏差pimdlt对应的切换增压压力修正量pim12of。
返回到图7，说明步骤S105之后的处理。在步骤S105中，ECU50计算出最终切换增压压力pim12f。具体而言，ECU50通过基于在步骤S104中计算出的切换增压压力修正量pim12of来修正在步骤S103中计算出的基本切换增压压力pim12b，而得到最终切换增压压力pim12f。详细而言，ECU50运算“最终切换增压压力pim12f＝基本切换增压压力pim12b-切换增压压力修正量pim12of”。然后，处理进入步骤S106。
在步骤S106中，ECU50判断是否为需要从单涡轮模式切换为双涡轮模式的状况。具体而言，ECU50判定实际增压压力pim是否超过在步骤S105中计算出的最终切换增压压力pim12f。在实际增压压力pim超过最终切换增压压力pim12f的情况下(步骤S106；是)，处理进入步骤S107。此时，ECU50从单涡轮模式切换到双涡轮模式(步骤S107)。然后，处理结束。
相对于此，在实际增压压力pim没有超过最终切换增压压力pim12f情况下(步骤S106；否)，处理进入步骤S108。此时，ECU50保持单涡轮模式(步骤S108)。然后，处理结束。
根据以上说明的第一实施方式，在快速加速等中，能够在从单涡轮模式切换到双涡轮模式的情况下，适当地防止增压压力的过冲。
(第二实施方式)
接着，对第二实施方式进行说明。在第二实施方式中，与第一实施方式的不同点在于，不仅考虑目标增压压力与实际增压压力的偏差，还考虑目标增压压力与基本切换增压压力的偏差，来对基本切换增压压力进行修正并设定最终切换增压压力。这样设定最终切换增压压力是因为，只通过增压压力偏差对基本切换增压压力进行修正时，存在通过推测与缓慢加速时的差来尽快判定切换的倾向，所以无法建立与实际需要切换的判定值之间的关系，存在精度恶化的情况。
具体而言，参照图9进行说明。图9的横轴表示时间，纵轴表示增压压力。具体而言，实线D1表示目标增压压力，实线D2表示实际增压压力，虚线D3表示切换判定所使用的增压压力(相当于基本切换增压压力)。此时可知，实际增压压力相对目标增压压力为过冲。在第一实施方式涉及的方法中，即使产生这种过冲，在实际增压压力没有超过切换判定所使用的增压压力时，基本上也不进行切换。
在此可认为，由于目标增压压力为在正常状态下预先确认的控制目标值，所以能够作出只要目标增压压力超过切换判定所使用的增压压力，则之后需要可靠地进行切换的判断。也就是说，在目标增压压力与切换判定所使用的增压压力(基本切换增压压力)之差较大的情况下，预计实际增压压力也远远超过该判定所使用的增压压力。
因此，第二实施方式中，不仅考虑目标增压压力与实际增压压力的偏差，还考虑目标增压压力与基本切换增压压力的偏差，来对基本切换增压压力进行修正，设定最终切换增压压力。也就是说，相对于在第一实施方式中简单地修正增压压力的过冲部分的情况，在第二实施方式中，修正这种增压压力的过冲部分的同时，还修正相对于修正值的余值。
具体而言，在第二实施方式中，ECU50是目标增压压力与基本切换增压压力的偏差越大将最终切换增压压力设定得越低，目标增压压力与基本切换增压压力的偏差越小将最终切换增压压力设定得越高。例如，ECU50在目标增压压力超过基本切换增压压力而增压延迟较大的情况下，通过加大对基本切换增压压力修正的量，尽快从单涡轮模式切换到双涡轮模式。相对于此，ECU50在目标增压压力没有超过基本切换增压压力而增压延迟较小的情况下，减小对基本切换增压压力修正的量(例如，将修正的量设为“0”)，按照通常的方式从单涡轮模式切换到双涡轮模式。
接着，图10为表示第二实施方式的控制处理的流程图。该处理是在被设定为单涡轮模式时执行。另外，该处理是通过ECU50以规定的周期被反复执行。
步骤S201～S203的处理及步骤S208～S211的处理分别与图7所示的步骤S101～S103的处理及步骤S105～S108的处理相同，所以省略其说明。在此，只说明步骤S204～S207的处理。
在步骤S204中，ECU50计算出在步骤S201中取得的目标增压压力pimtrg与在步骤S203中计算出的基本切换增压压力pim12b的偏差pimtrgdlt。然后，处理进入步骤S205。
在步骤S205中，ECU50判定目标增压压力pimtrg是否超过基本切换增压压力pim12b。在目标增压压力pimtrg超过基本切换增压压力pim12b的情况下(步骤S205；是)，处理进入步骤S206。此时，由于预计实际增压压力pim即将要超过基本切换增压压力pim12b，所以应当考虑偏差pimtrgdlt来计算出切换增压压力修正量pim12of。相对于此，在目标增压压力pimtrg没有超过基本切换增压压力pim12b的情况下(步骤S205；否)，处理进入步骤S207。此时，由于很难预计实际增压压力pim即将要超过基本切换增压压力pim12b，所以不能说应当考虑偏差pimtrgdlt来计算出切换增压压力修正量pim12of。
在步骤S206中，ECU50考虑偏差pimtrgdlt来计算出切换增压压力修正量pim12of。具体而言，ECU50基于在步骤S202中计算出的增压压力偏差pimdlt和在步骤S204中计算出的偏差pimtrgdlt，来计算出切换增压压力修正量pim12of。然后，处理进入步骤S208。
相对于此，在步骤S207中，ECU50不考虑在步骤S204中计算出的偏差pimtrgdlt，来计算出切换增压压力修正量pim12of。具体而言，ECU50通过第一实施方式所示的方法，并基于增压压力偏差pimdlt来计算出切换增压压力修正量pim12of(参照图7的步骤S104的处理及图8(b))。然后，处理进入步骤S208。另外，在目标增压压力pimtrg没有超过基本切换增压压力pim12b的情况下，不限于利用如上所述地计算出的切换增压压力修正量pim12of来修正基本切换增压压力pim12b，也可以将基本切换增压压力12b直接作为最终切换增压压力pim12f来使用。
在此，参照图11，对第二实施方式中的切换增压压力修正量pim12of的计算方法的一例进行说明。图11表示由增压压力偏差pimdlt和偏差pimtrgdlt规定的切换增压压力修正量pim12of的映射图(二维映射图)的一例。ECU50在上述的步骤S206的处理中，参照这种映射图，取得与增压压力偏差pimdlt及偏差pimtrgdlt对应的切换增压压力修正量pim12of。
根据以上说明的第二实施方式，通过还考虑目标增压压力和基本切换增压压力的偏差来设定最终切换增压压力，能够在从单涡轮模式切换到双涡轮模式时，高精度地进行判定、切换。
(第三实施方式)
接着，对第三实施方式进行说明。在第三实施方式中，与第一及第二实施方式的不同点在于，不仅考虑目标增压压力和实际增压压力的偏差及目标增压压力和基本切换增压压力的偏差，还考虑内燃机8的运转状态，来对基本切换增压压力进行修正并设定最终切换增压压力。更具体而言，在第三实施方式中，作为内燃机8的运转状态考虑排气能，来设定最终切换增压压力。这样设定最终切换增压压力是因为，只基于与增压压力相关的参数对基本切换增压压力进行修正时，很难建立与构成增压压力的过冲等的直接原因的排气能的关系。也就是说，这是因为，即使目标增压压力和实际增压压力的偏差或者目标增压压力与基本切换增压压力的偏差相同，若排气能不同，也存在应当修正基本切换增压压力的量不同的情况。
然而，在第三实施方式中，不仅考虑目标增压压力和实际增压压力的偏差及目标增压压力和基本切换增压压力的偏差，还考虑排气能，来对基本切换增压压力进行修正并设定最终切换增压压力。换言之，在第三实施方式中，利用排气能，使修正基本切换增压压力的量可变。具体而言，ECU50基于空气量及燃料喷射量，对考虑了排气能的不同的基本切换增压压力进行修正。这是因为空气量及燃料喷射量与排气能的相关性高。更详细而言，ECU50在高空气量及高燃料喷射量时，加大修正基本切换增压压力的量。
接着，图12为表示第三实施方式的控制处理的流程图。该处理是在被设定为单涡轮模式时执行。另外，该处理是通过ECU50以规定的周期被反复执行。
步骤S301～S307的处理及步骤S310～S312的处理分别与图10所示的步骤S201～S207的处理及步骤S209～S211的处理大致相同，所以省略其说明。在此，只对步骤S308、S309的处理进行说明。
在步骤S308中，ECU50基于在步骤S301中取得的空气量Ga和燃料喷射量Qfin，计算出用于利用排气能来修正基本切换增压压力pim12b的排气能修正值pim12en。然后，处理进入步骤S309。
在步骤S309中，ECU50计算出最终切换增压压力pim12f。具体而言，ECU50基于在步骤S306或步骤S307中计算出的切换增压压力修正量pim12of、和在步骤S308中计算出的排气能修正值pim12en，来修正在步骤S303中计算出的基本切换增压压力pim12b，由此得到最终切换增压压力pim12f。详细而言，ECU50运算“最终切换增压压力pim12f＝基本切换增压压力pim12b-(切换增压压力修正量pim12of×排气能修正值pim12en)”。然后，处理进入步骤S310。
在此，参照图13，对第三实施方式中的排气能修正值pim12en的计算方法的一例进行说明。图13表示由空气量Ga和燃料喷射量Qfin规定的排气能修正值pim12en的映射图(二维映射图)的一例。ECU50在上述的步骤S308中，参照这种映射图，取得与空气量Ga及燃料喷射量Qfin对应的排气能修正值pim12en。
根据以上说明的第三实施方式，通过还考虑排气能来设定最终切换增压压力，能够最优地进行从单涡轮模式切换到双涡轮模式时的判定。
另外，在上述中，示出了基于空气量及燃料喷射量来对考虑了排气能的不同的基本切换增压压力进行修正的例子，然而除空气量及燃料喷射量之外，还可以基于废气的温度来对基本切换增压压力进行修正。这是因为废气温度也与排气能的相关性高。
此外，在上述中，示出了基于目标增压压力和实际增压压力的偏差、目标增压压力和基本切换增压压力的偏差及内燃机8的运转状态(排气能)，来对基本切换增压压力进行修正并设定最终切换增压压力的例子，但是不限于此。在其他例子中，不考虑目标增压压力和基本切换增压压力的偏差，而基于目标增压压力和实际增压压力的偏差及内燃机8的运转状态(排气能)，能够对基本切换增压压力进行修正并设定最终切换增压压力。
(第四实施方式)
接着，对第四实施方式进行说明。在第四实施方式中，与第一至第三实施方式的不同点在于，从单涡轮模式切换到双涡轮模式时，进行对排气切换阀15及进气切换阀6的动作进行变更的控制。具体而言，在第四实施方式中，ECU50利用第一至第三实施方式中的任意一种方法来设定最终切换增压压力，并且对从单涡轮模式切换到双涡轮模式时的排气切换阀15的开阀速度及进气切换阀6的开阀正时进行修正。
其理由如下。基本上，在从单涡轮模式切换到双涡轮模式时，使涡轮增压器5(副涡轮增压器)助起动而动作，所以首先打开排气切换阀15，之后等待至涡轮增压器5成为能够充分增压的状态之后，打开进气切换阀6。在上述的第一至第三实施方式中，只修正了基本切换增压压力，但为了有效抑制排压上升且切换时的转矩阶跃，优选为改变切换时的排气切换阀15及进气切换阀6的动作方法。因此，在第四实施方式中，在从单涡轮模式切换到双涡轮模式时，修正排气切换阀15的开阀速度及进气切换阀6的开阀正时。
在此，参照图14及图15，对第四实施方式的控制方法进行具体说明。
图14为表示快速加速时的从单涡轮模式切换到双涡轮模式时的运行情况的一例的图。图14表示未对排气切换阀15的开阀速度及进气切换阀6的开阀正时进行修正时的曲线。具体而言，图14中，从上方起依次表示排气切换阀15的开闭、进气切换阀6的开闭、排压的时间变化。详细而言，实线E1表示目标增压压力，实线E2表示实际增压压力，虚线E3表示基本切换增压压力(未进行如上所述的修正的判定值)。并且，此时，排气切换阀15以箭头E4所示的开阀速度进行开阀，进气切换阀6在箭头E5所表示的开阀正时进行开阀。这种开阀速度及开阀正时为通常所使用的值。
如图14所示，在时刻t4，进行用于从单涡轮模式切换到双涡轮模式的控制。此时，从虚线区域E6、E7可知，在增压压力及排压上产生了过冲。这是因为排气切换阀15的开阀速度延迟引起的。此外，从虚线区域E8可知，在进气切换阀6的开阀正时(具体地说时刻t5)，增压压力上产生了过冲。这是因为进气切换阀6的开阀正时延迟引起的。
由此，在第四实施方式中，ECU50在从单涡轮模式切换到双涡轮模式时，进行加快排气切换阀15的开阀速度的修正，从而使旁通通道的气体量增加，防止增压压力及排压的过冲。并且，ECU50在进行该切换的情况下，进行使进气切换阀6的开阀正时提前的修正，也就是说进行缩短等待至进气切换阀6开阀的时间，从而防止切换到双涡轮模式时的增压压力的过冲。
图15为表示进行第四实施方式涉及的控制时的快速加速时的从单涡轮模式切换到双涡轮模式时的运行情况的一例的图。具体而言，图15中，从上方起依次表示增压压力、排气切换阀15的开闭、进气切换阀6的开闭、排压的时间变化。详细而言，实线F1表示目标增压压力，实线F2表示实际增压压力。此外，虚线F3表示通过上述的第一至第三实施方式所示的任意一种方法来修正基本切换增压压力后的最终切换增压压力。该虚线F3中的最终切换增压压力被设定为比图14所示的虚线E3中的基本切换增压压力低。
并且，此时，排气切换阀15以如箭头F4所示地被修正的开阀速度开阀，进气切换阀6在以如箭头F4所示地被修正的开阀正时开阀。具体而言，排气切换阀15以较快的开阀速度开阀，进气切换阀6在较早的正时开阀。详细而言，箭头F4所表示的排气切换阀15的开阀速度比图14的箭头E4所表示的开阀速度快，此外，箭头F5所表示的进气切换阀6的开阀正时比图14的箭头E5所表示的开阀正时早。通过这样修正排气切换阀15的开阀速度及进气切换阀6的开阀正时，如图15所示，不会产生增压压力及排压的过冲。
接着，对排气切换阀15的开阀速度及进气切换阀6的开阀正时的修正方法的具体例进行说明。
在一个例子中，ECU50在从单涡轮模式切换到双涡轮模式时，基于目标增压压力和实际增压压力的偏差，修正排气切换阀15的开阀速度及进气切换阀6的开阀正时。换言之，ECU50利用目标增压压力和实际增压压力的偏差，修正从单涡轮模式切换到双涡轮模式的切换时间。更具体而言，ECU50是目标增压压力和实际增压压力的偏差越大，使排气切换阀15的开阀速度越快，并且使进气切换阀6的开阀正时越早。也就是说，该偏差越大，越缩短切换时间，该偏差越小越加长切换时间。
在另一例子中，ECU50在从单涡轮模式切换到双涡轮模式时，基于目标增压压力和基本切换增压压力的偏差，修正排气切换阀15的开阀速度及进气切换阀6的开阀正时。换言之，ECU50利用目标增压压力和基本切换增压压力的偏差，修正从单涡轮模式切换到双涡轮模式的切换时间。更具体而言，ECU50是目标增压压力和基本切换增压压力的偏差越大，使排气切换阀15的开阀速度越快，并且使进气切换阀6的开阀正时越早。也就是说，该偏差越大，越缩短切换时间，该偏差越小，越加长切换时间。
在又一例子中，ECU50在从单涡轮模式切换到双涡轮模式时，基于内燃机8的运转状态(排气能)，修正排气切换阀15的开阀速度及进气切换阀6的开阀正时。换言之，ECU50利用内燃机8的运转状态(排气能)，使对从单涡轮模式向双涡轮模式的切换时间进行修正的量可变。更具体而言，ECU50是与排气能有相关性的空气量及燃料喷射量越多，使排气切换阀15的开阀速度越快，并且使进气切换阀6的开阀正时越早。也就是说，空气量及燃料喷射量越多，越加大切换时间的修正量，空气量及燃料喷射量越小，越缩小切换时间的修正量。
在又一例子中，ECU50在从单涡轮模式切换到双涡轮模式时，基于目标增压压力和实际增压压力的偏差、目标增压压力和基本切换增压压力的偏差及内燃机8的运转状态(排气能)的任意两种以上，来修正排气切换阀15的开阀速度及进气切换阀6的开阀正时。
根据以上说明的第四实施方式，通过适当修正排气切换阀15的开阀速度及进气切换阀6的开阀正时，能够更有效地抑制增压压力及排压的过冲。
另外，在上述中，示出了在从单涡轮模式切换到双涡轮模式时，对排气切换阀15的开阀速度进行修正的例子，但作为其替代，还可以对排气切换阀15的开阀正时进行修正。具体而言，ECU50可以进行使排气切换阀15的开阀正时提前的修正，来替代进行使排气切换阀15的开阀速度加快的修正。
此外，在上述中，示出了在从单涡轮模式切换到双涡轮模式时，对进气切换阀6的开阀正时进行修正的例子，但作为其替代，还可以对进气切换阀6的开阀速度进行修正。具体而言，ECU50可以使进气切换阀6的开阀速度加快的修正，来替代使进气切换阀6的开阀正时提前的修正。
[变形例]
本发明不限于应用到两个涡轮增压器4、5并列配置在进气通道3及排气通道10上的系统中。本发明还可以应用到两个涡轮增压器(高压涡轮增压器和低压涡轮增压器)串联配置在进气通道及排气通道上的系统中。也就是说，对于串联配置有两个涡轮增压器的系统，也能够在切换使增压器动作的模式的情况下，利用如上所述的方法，对基本切换增压压力进行修正并设定最终切换增压压力。
产业上的可利用性
本发明能够利用于具备两个增压器的内燃机。

Claims (8)

1.一种内燃机的增压器控制装置，该内燃机具备第一增压器和第二增压器，该增压器控制装置的特征在于，具备：
切换增压压力设定单元，其基于目标增压压力和实际增压压力的偏差，设定对使上述第一增压器和上述第二增压器动作的模式进行切换时所使用的切换增压压力；以及
切换控制单元，其在实际增压压力达到上述切换增压压力时，进行切换上述模式的控制，
上述切换增压压力设定单元，在上述偏差大时，与上述偏差小时相比，将上述切换增压压力设定得较低。
2.根据权利要求1所述的内燃机的增压器控制装置，其特征在于，上述切换增压压力设定单元基于根据内燃机的空气量求得的基本切换增压压力和上述目标增压压力的偏差，对上述切换增压压力进行修正。
3.根据权利要求1或2所述的内燃机的增压器控制装置，其特征在于，上述切换增压压力设定单元基于内燃机的运转状态，对上述切换增压压力进行修正。
4.根据权利要求1或2所述的内燃机的增压器控制装置，其特征在于，具备如下单元：在切换上述模式时，基于上述目标增压压力和上述实际增压压力的偏差，对排气切换阀的开阀速度或开阀正时进行修正，并且对进气切换阀的开阀速度或开阀正时进行修正。
5.根据权利要求1或2所述的内燃机的增压器控制装置，其特征在于，具备如下单元：在切换上述模式时，基于根据内燃机的空气量求得的基本切换增压压力和上述目标增压压力的偏差，对排气切换阀的开阀速度或开阀正时进行修正，并且对进气切换阀的开阀速度及开阀正时进行修正。
6.根据权利要求1或2所述的内燃机的增压器控制装置，其特征在于，具备如下单元：在切换上述模式时，基于内燃机的运转状态，对排气切换阀的开阀速度或开阀正时进行修正，并且对进气切换阀的开阀速度或开阀正时进行修正。
7.根据权利要求1或2所述的内燃机的增压器控制装置，其特征在于，
上述切换增压压力设定单元在从只使上述第一增压器动作的模式切换到使上述第一增压器和上述第二增压器两者动作的模式时，设定上述切换增压压力，
上述切换控制单元在实际增压压力达到上述切换增压压力时，进行从只使上述第一增压器动作的模式切换到使上述第一增压器和上述第二增压器两者动作的模式的控制。
8.根据权利要求1或2所述的内燃机的增压器控制装置，其特征在于，上述第一增压器及上述第二增压器并列配置于进气通道及排气通道。
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