CN1333164C

CN1333164C - 内燃机燃烧状态推定装置

Info

Publication number: CN1333164C
Application number: CNB031579477A
Authority: CN
Inventors: 上田广一
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-09-03
Filing date: 2003-09-03
Publication date: 2007-08-22
Anticipated expiration: 2023-09-03
Also published as: DE10340439B8; DE10340439A1; DE10362187B4; FR2844004B1; US6993427B2; FR2844004A1; CN1492134A; DE10340439B4; US20040044461A1

Abstract

本发明提供一种燃烧状态推定装置，用来推定内燃机(10)中的燃烧状态。该装置包括角加速度计算工具，用于计算曲柄角加速度(dω/dt)；和燃烧状态推定工具，用于基于曲柄角区间(TDC-BDC)内的曲柄角加速度(dω/dt)推定内燃机(10)的燃烧状态，在该区间内由内燃机的往复惯性质量引起的惯性转矩的平均值基本上为零。因此，燃烧状态推定装置排除了由往复惯性质量引起的惯性力矩对角加速度的影响，从而能够在角加速度(dω/dt)的基础上精确地推定燃烧状态。

Description

内燃机燃烧状态推定装置

技术领域

本发明涉及一种内燃机的燃烧状态推定装置，应用在从有关曲轴转动的参数推定燃烧状态的装置中。

背景技术

为了测定发动机的运行状态，使用了一种在内燃机运行过程中检测转速、角速度、角加速度等的方法。例如，公开号为9-303243的日本专利申请讲述了一种方法，在这种方法中参照燃烧冲程的两个预定点来检测发动机的角加速度，并且对发动机的一个参数进行调整，以便在角加速度的所有汽缸平均值和单个汽缸平均值之间的偏差的基础上优化燃烧状态。

然而，在发动机外部检测到的角加速度包括由燃烧状态产生的信息，以及其它各种信息，例如驱动部分的惯性质量，其中的摩擦力，等等。因此，所检测的角加速度并不总是与燃烧状态一致。所以，在某些情况下，由角加速度推定的燃烧状态包括一个误差。

进一步，按照在前述专利申请中所描述的方法，角加速度是在角加速度的所有汽缸平均值和单个汽缸平均值之间的偏差的基础上进行的相对粗略的推定。因此，计算平均值和偏差量的过程是复杂的。通过这样一种相对推定的燃烧状态的测量只在发动机稳定运行的过程中才有可能。因此，需要进行复杂而麻烦的过程；例如，每当运行状态改变时，用于确定的阈值同样会改变。因此，按照前述的传统方法，不可能提供对应于发动机的各种运行状态的燃烧状态的推定，而且假如在车辆的实时运行中，难于在任意时刻推定燃烧的状态。

对于计算前述摩擦转矩的方法，例如公开号为11-294213的日本专利申请，讲述了使用发动机转速和冷却水温度的图表计算摩擦转矩。

然而，尽管事实上摩擦转矩的值随时间和关于环境等的其它因素而改变，前述公开号为11-294213的日本专利申请不考虑随时间的改变，因此允许在某些情况下计算摩擦转矩时出现误差。

发明内容

本发明是考虑到上述的问题而完成的。本发明提供一种内燃机的燃烧状态推定装置，通过使除了关于燃烧状态的信息之外的因素或者信息的影响最小化，能够以高的精度推定内燃机的燃烧状态。

本发明以一种实施例的形式提供一种燃烧状态推定装置，用于推定内燃机中的燃烧状态。该装置包括角加速度计算工具，用于计算曲柄角加速度；和燃烧状态推定工具，用于在一个曲柄角区间内的曲柄角加速度的基础上推定内燃机中的燃烧状态，在此区间中由内燃机的往复惯性质量所引起的惯性转矩的平均值实际上为零。

在如上所述构造的内燃机燃烧状态推定装置中，燃烧状态是在一个区间内的角加速度的基础上进行推定的，在该区间内由内燃机的往复惯性质量所引起的惯性转矩的平均值实际上为零。因此，燃烧状态推定装置排除了由往复惯性质量引起的惯性转矩对角加速度的影响。所以，该装置允许在角加速度的基础上对燃烧状态进行精确推定。

按照本发明的优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括平均角加速度计算工具，用来计算该区间内的曲柄角加速度的平均值。在这种装置中，燃烧状态推定工具在曲柄角加速度平均值的基础上推定内燃机的燃烧状态。

因此，这种装置在该区间内计算曲柄角加速度的平均值，在该区间内由往复惯性质量引起的惯性转矩的平均值实际上为零。在平均值的基础上，可以精确推定燃烧状态。

按照本发明的另一种优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括角速度检测工具，用来检测在区间的两端曲柄的角速度。在这种装置中，平均角加速度计算工具通过区间内曲轴转动的持续时间和在区间两端检测到的曲柄角速度来计算曲柄角加速度的平均值。

按照本发明的另一种优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括损失转矩计算工具，用来在驱动部分惯性力矩和区间内曲柄角加速度的基础上确定由于曲柄角加速度造成的动态损失转矩。在这种装置中，燃烧状态推定工具在动态损失转矩的基础上推定内燃机的燃烧状态。

因此，在这样构造的燃烧状态推定装置中，由于曲柄角加速度造成的动态损失转矩通过驱动部分惯性力矩和区间内曲柄角加速度进行推定，在该区间内由内燃机的往复惯性质量所引起的惯性转矩的平均值为零。因此，该装置能够在动态损失转矩的基础上推定燃烧状态。

按照本发明的另一种优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括平均损失转矩计算工具，用来确定区间内动态损失转矩的平均值。在这种装置中，燃烧状态推定工具在动态损失转矩平均值的基础上推定内燃机的燃烧状态。

因此，该装置计算区间内的动态损失转矩的平均值，在该区间内，由往复惯性质量引起的惯性转矩的平均值为零。所以，在平均值的基础上，可以精确推定燃烧状态。

按照本发明的另一种结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括摩擦转矩计算工具，用来确定区间内驱动部分的摩擦转矩；以及平均摩擦转矩计算工具，用来确定区间内的摩擦转矩的平均值。在这种装置中，燃烧状态推定工具在动态损失转矩的平均值和摩擦转矩的平均值的基础上推定内燃机的燃烧状态。

因此，由于燃烧状态推定装置计算了区间内的摩擦转矩的平均值，在该区间内由往复惯性质量引起的惯性转矩的平均值为零，该装置排除了摩擦转矩的瞬时或者瞬态行为的影响。所以，该装置可以精确推定区间内的摩擦转矩。

按照本发明的另一种优选结构，平均摩擦转矩计算工具可以在区间内内燃机转速的平均值和区间内冷却液温度的平均值的基础上确定摩擦转矩的平均值。

因此，在这种燃烧状态推定装置中，摩擦转矩是在区间内发动机转速的平均值和冷却液温度的平均值的基础上计算的，在该区间内由往复惯性质量引起的惯性转矩的平均值为零。所以，可以精确计算区间内的摩擦转矩。

按照本发明的另一种优选结构，角加速度计算工具可以计算曲柄角加速度，尽管燃烧所导致的转矩的产生已经停止；而损失转矩计算工具可以在曲柄角加速度和内燃机惯性力矩的基础上确定动态损失转矩；摩擦转矩计算工具可以存储确定预定参数和内燃机摩擦转矩之间的关系的标准摩擦转矩特性，并且可以在动态损失转矩的基础上确定在内燃机中出现的实际摩擦转矩，还可以在实际摩擦转矩和标准摩擦转矩特性的基础上获得一个校正摩擦转矩。

在这种燃烧状态推定装置中，校正摩擦转矩是在实际摩擦转矩的基础上获得的。因此，该装置即使在由于诸如随时间变化等等之类的因素而使标准摩擦转矩出现一个误差时，也能够精确地确定摩擦转矩。

按照本发明的另一种优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括供给能量计算工具，用来确定供给能量，这些能量提供给用于起动内燃机的起动器。在这种装置中，角加速度计算工具在从内燃机起动到第一次燃料爆发发生的时间段内确定曲柄角加速度，而摩擦转矩计算工具在损失转矩和供给的能量的基础上确定实际摩擦转矩。

因此，由于曲柄角加速度是在内燃机起动到第一次燃料爆发发生之间的时间段内确定的，上述燃烧状态推定装置能够在动态损失转矩和供给起动器的能量的基础上计算实际摩擦转矩。

按照本发明的另一种优选结构，角加速度计算工具可以在从用于改变内燃机的运行/停止状态的点火开关从运行状态改变为停止状态时开始，到在内燃机停止后结束的时间段内确定曲柄角加速度。

因此，由于曲柄角加速度是在从点火开关从运行状态改变为停止状态时开始到在内燃机停止后结束的时间段内确定的，燃烧状态推定装置就能够在动态损失转矩的基础上计算实际摩擦转矩。

按照本发明的另一种优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括进入空气量控制工具，用来控制进入空气量。在这种装置中，进入空气量控制工具控制进入空气量，以便在点火开关从运行状态改变为停止状态后增加吸入空气量。

因此，由于进入空气量受到控制，以便在点火开关从运行状态改变为停止状态后增加进入空气量，燃烧状态推定装置能够中止或者阻止进气通道中泵气损失的出现。

按照本发明的另一种优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括燃烧转矩产生停止工具，用来通过在内燃机的运行过程中的任意时刻停止燃油喷射或者燃料点火而停止燃烧导致的转矩产生。在这种装置中，角加速度计算工具在任意时刻确定曲柄角加速度，同时燃烧导致的转矩产生被停止。

因此，由于曲柄角加速度是在通过燃烧转矩产生停止装置使燃烧导致的转矩产生得以停止的同时确定的，燃烧状态推定装置能够在发动机运行过程中的任意时刻确定动态损失转矩，并且在动态损失转矩的基础上计算实际摩擦转矩。

按照本发明的另一种优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括角速度检测工具，用来检测一个曲柄的角速度。在这种装置中，角加速度计算工具通过曲轴转动一个预定区间的持续时间和在预定区间两端上检测到的曲柄角速度，计算曲柄角加速度。

上面描述的燃烧状态推定装置能够通过曲轴转动一个预定区间的持续时间和在预定区间两端上检测到的曲柄角速度，精确地确定曲柄角加速度。

按照本发明的另一种优选结构，预定区间可以是一个两端是上止点和下止点的预定区间。

因此，由于曲柄的角加速度是通过区间内曲柄角速度确定的，该区间的两端是上止点和下止点，所以燃烧状态推定装置能够排除摩擦转矩的瞬时或者瞬态行为的影响，因而能够精确地确定实际摩擦转矩。

按照本发明的另一种优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括进气压力获取工具，用来获取内燃机的进气压力；以及泵气损失获取工具，用来在进气压力的基础上获取进气通道中的泵气损失。在这种装置中，摩擦转矩计算工具在泵气损失的基础上校正实际摩擦转矩。

因此，由于实际摩擦转矩是在出现在进气通道中的泵气损失的基础上进行校正的，上面描述的燃烧状态推定装置能够以提高的精度确定摩擦转矩。

按照本发明的另一种优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括平均角加速度计算工具，用来计算区间内曲柄角加速度的平均值。在这种装置中，平均损失转矩计算工具在曲柄角加速度的平均值和驱动部分的惯性力矩的基础上确定损失转矩的平均值。

这种燃烧状态推定装置能够通过区间内曲柄角加速度的平均值精确地确定损失转矩的平均值，在该区间内由往复惯性质量引起的惯性转矩的平均值为零。

按照本发明的另一种优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括角速度检测工具，用来检测在区间两端曲柄的角速度。在这种装置中，平均角加速度计算工具通过区间内曲轴的转动和在区间两端检测到的曲柄的角速度，计算曲柄角加速度的平均值。

因此，这种燃烧状态推定装置能够通过使用区间内曲轴转动的持续时间和在区间两端检测到的曲柄角速度，精确地计算区间内曲柄角加速度的平均值，在该区间内由往复惯性质量引起的惯性转矩的平均值为零。

按照本发明的另一种优选结构，燃烧状态推定装置可以进一步包括摩擦转矩计算工具，用来确定区间内驱动部分的摩擦转矩。在这种装置中，燃烧状态推定工具在摩擦转矩和动态损失转矩的基础上推定内燃机的燃烧状态。

因此，由于燃烧导致的转矩的绝对值可以通过动态损失转矩和摩擦转矩来确定，所以燃烧状态推定装置能够更精确地推定燃烧状态。

按照本发明的另一种优选结构，摩擦转矩可以包括附件的摩擦力矩。

因此，燃烧状态推定装置可以精确地确定摩擦转矩，同时考虑附件的摩擦转矩。

附图说明

通过阅读下文中本发明示范性实施例的详细描述，并结合附图进行考虑，可以更好地理解上面所提到的本发明实施例和其它实施例、目标、特征、优点、技术和工业意义，其中：

图1是一个图表，显示内燃机的一种按照本发明实施例的燃烧状态推定装置的结构，以及围绕该装置的各个部分；

图2是一个特性要素图，显示曲柄角度和所表示的转矩之间的关系，转矩由汽缸内的气压引起，而惯性转矩由往复惯性质量引起；

图3是一个示意性图表，图示一种确定曲轴角加速度的方法。

图4是一个示意性图表，图示表示摩擦转矩、发动机转速和冷却水温度之间的关系的图表；

图5是一个流程图，图示燃烧状态推定装置执行过程的程序；

图6是一个示意性图表，图示所表示的转矩T_i(k)和每个汽缸冲程之间的关系；

图7是一个特性要素图，表示所表示的转矩的推定结果；

图8A是一个特性要素图，表示图7中所表示的关于第一汽缸的结果。

图8B是一个特性要素图，表示图7中所表示的关于第三汽缸的结果。

图8C是一个特性要素图，表示图7中所表示的关于第四汽缸的结果。

图8D是一个特性要素图，表示图7中所表示的关于第二汽缸的结果。

图9A是一个特性要素图，表示单汽缸发动机的转矩特性；

图9B是一个特性要素图，表示六汽缸发动机的转矩特性；

图10是一个流程图，图示按照摩擦转矩校正的第一方法的过程的程序；

图11是一个示意性图表，图示校正摩擦转矩的一种方法；

图12是一个示意性图表，图示校正摩擦转矩的另一种方法；

图13是一个流程图，图示按照摩擦转矩校正的第二方法的过程的程序；

图14是一个流程图，图示按照摩擦转矩校正的第三方法的过程的程序；

图15A是一个示意性图表，用于解释泵气损失，图示节流阀22完全打开的情况；

图15B是一个示意性图表，用于解释泵气损失，图示节流阀22完全闭合的情况；

图16A是一个示意性图表，表示在四汽缸发动机中每个汽缸产生的转矩，图示为节流阀完全打开的情况；

图16B是一个示意性图表，表示在四汽缸发动机中每个汽缸产生的转矩，图示为节流阀完全闭合的情况；

图17是一个流程图，图示按照摩擦转矩校正的第四方法的过程的程序；

图18是一个流程图，图示按照摩擦转矩校正的第五方法的过程的程序。

具体实施方式

在如下的描述和附图中，将按照示范性实施例对本发明进行详细描述。附图中所显示的相同部件用相同的参考数字表示，以免进行多余的描述。

图1是一个图表，图示了按照本发明实施例1的内燃机燃烧状态推定装置的结构以及该装置的周围部件。进气通道12和排气通道14连接在内燃机10上。在进气通道12的上游侧的端部具有一个空气过滤器16。一个进气温度传感器18连接在空气过滤器16上，用于检测进气空气温度THA(亦即，外部空气温度)。排气通道14具有一个排气净化催化器32，以及一个排气压力传感器31，用来检测排气压力。

在空气过滤器16的下游配置有一个空气流量计20。在空气流量计20的下游具有一个节流阀22。节流阀22例如由一个电子节流阀形成。在从ECU40传来的指令的基础上控制节流阀22打开程度。在节流阀22的附近配置了一个节流阀传感器24，用来检测开节流阀的打开程度TA；还配置一个怠速开关26，当节流阀22完全闭合时，该怠速开关26打开。

在节流阀22的下游具有一个缓冲罐28。在缓冲罐28的附近提供一个进气管压力传感器29，用来检测进气通道12内的压力(进气管压力)。在缓冲罐28的下游配置了一个燃油喷射阀30，用来将燃油喷射到内燃机10的进气口。

内燃机10的每个汽缸都具有一个活塞34。活塞34连接在通过往复运动发生转动的曲轴36上。车辆驱动系统及附件(如空调的压缩机、交流发动机、变矩器、动力转向泵等)，都通过曲轴36的转动转矩来驱动。在曲轴36的附近配置了一个曲柄转角传感器38，用来检测曲轴36的转动角度。内燃机10的汽缸组具有一个水温传感器42，用来检测冷却液的温度。

本实施例的燃烧状态推定装置具有一个ECU(电子控制单元)40。ECU40连接在前述不同的传感器和燃油喷射阀30上，同时还连接在一个车辆速度传感器44上，用来检测车辆速度SPD，等等。

一个在发动机的运行和停止状态之间进行转换的点火开关46，以及一个通过在起动发动机时起动而使曲轴36转动的起动器48也连接在ECU40上。当点火开关46从断开状态变为闭合状态时，通过起动器48起动，燃油通过燃油喷射阀30注入并且点燃，以起动发动机。当点火开关46从闭合状态变为断开状态时，燃油喷射阀30的燃油喷射及点火停止，以便停止发动机。

参考图1所示系统，将详细描述一种用来推定内燃机10的燃烧状态的方法。首先，将解释用来推定燃烧状态的数学表达式。在本实施例中，使用如下的等式(1)和(2)推定燃烧状态。

[数学表达式1]

T_{i} = J \frac{dω}{dt} + T_{f} + T_{1} - - - (1)

T_i＝T_gas+T_inertia---(2)

在等式(1)和(2)中，所表示的转矩T_i是发动机10中通过燃烧在曲轴36上产生的转矩。等式(2)的右侧表示形成所表示的转矩T_i的转矩。等式(1)的右侧表示消耗了所表示的转矩T_i的转矩。

在等式(1)的右侧，J表示通过空气燃料的混合物和类似物的燃烧来驱动的驱动元件的惯性矩，dω/dt表示曲轴36的角加速度，T_f表示驱动部分的摩擦转矩，T_i表示在车辆运行期间路面的负载转矩。J×(dω/dt)是由曲轴36的角加速度引起的动态损失转矩(＝T_ac)。摩擦转矩T_f是由不同连接部分的机械摩擦产生的转矩，例如活塞34和汽缸内壁之间的摩擦以及类似的摩擦，并且包括由附件的机械摩擦产生的转矩。负载转矩T₁是由外界干扰产生的转矩，例如车辆运行期间路面的状态以及类似的干扰。在本实施例中，当传导齿轮置于中间状态时推定燃烧状态。因此，在如下的描述中，假设T₁＝0。

在等式(2)的右侧，T_gas表示汽缸中由气体压力产生的转矩，T_inertia表示由活塞34的往复惯性质量产生的惯性转矩，等等。由汽缸内气体压力产生的转矩T_gas是由汽缸中空气燃油混合物的燃烧产生的。为了精确地推定燃烧状态，测量由汽缸内气体压力产生的转矩T_gas是必要的。

如等式(1)所表示的，所表示的转矩T_i可以作为由角加速度引起的动态损失转矩J×dω/dt、摩擦转矩T_f、以及负载转矩T₁的总和进行测量。然而，如等式(2)所示，由于所表示的转矩T_i不等于由汽缸内气体压力产生的转矩T_gas，不可能由所表示的转矩T_i精确地推定燃烧状态。

图2是一个特性要素图，显示不同的转矩和曲柄角度之间的关系。在图2中，垂直轴表示转矩的大小，水平轴表示曲柄角度。另外，点划线表示所表示的转矩T_i，实线表示由汽缸内气体压力产生的转矩T_gas，虚线表示由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia。图2表示四汽缸发动机情形下的特性。在图2中，TDC和BDC分别表示曲柄角度(0°)时，四个汽缸中的一个的活塞34位于上止点(TDC)，曲柄角度为(180°)时，同一个汽缸的活塞34位于下止点(BDC)。如果内燃机10是四汽缸的发动机，发动机在曲轴36的每个180°的旋转角度中要经历一次爆发活塞冲程。对于每个爆发过程，都表现出图2中所表示的从TDC到BDC的转矩特性。

图2中，如实线所表示的，由汽缸内气体压力产生的转矩T_gas在TDC和BDC之间急剧增加和减小。T_gas的急剧增加是由爆发冲程的过程中燃烧室中混合物的爆发而产生的。在爆发后，转矩T_gas减小，并且由于汽缸受到压缩冲程或排气冲程的影响，假设为负值。然后，当曲柄角度达到BDC时，汽缸容量的改变成为0，因此假设转矩T_gas为0值。

由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia是一个由往复式元件的惯性质量所产生的转矩，例如活塞34和类似物，与汽缸内的气体压力所产生的转矩T_gas完全无关，或者是在那里不相关，因此转矩T_gas对惯性转矩T_inertia的影响可以忽略不计。往复式元件经历加速-减速循环，并且只要曲轴36旋转，即使角速度不变，也总是产生惯性转矩T_inertia。如图2中虚线所示，当曲柄角度等于TDC时，往复式元件处于停止状态，因此T_inertia＝0。当曲柄角度从TDC向BDC变化时，往复式元件从停止状态开始运动。由于往复式元件的惯性，转矩T_inertia在负的方向上增加。当曲柄角度达到90°左右时，往复式元件以预定的速度运动，因此在元件惯性的作用下曲轴36继续旋转。所以转矩T_inertia在TDC和BDC之间从负值向相反方向变化。之后，当曲柄角度达到BDC时，往复式元件停止，惯性转矩T_inertia变为0。

如等式(2)中所表示的，所表示的转矩T_i是汽缸内气体压力产生的转矩T_gas及往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia的总和。因此，如通过图2中点划线所表示的，所表示的转矩Ti显示出一种复杂的特性，其中，在TDC和BDC之间，由于混合物爆发产生的转矩T_gas增加，使所表示的转矩T_i增加，再暂时减小，然后由于惯性转矩T_inertia又增加。

然而，在从TDC到BDC的180°的曲柄角度区间内，由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia的平均值为0。这是因为具有往复惯性质量的元件在曲柄角度为0°到90°左右和曲柄角度为90°到180°左右的范围内作相反方向的运动。因此，如果等式(1)和(2)中的每个转矩都计算为TDC到BDC的区间内的一个平均值，所表示的转矩Ti就可以用由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia为“0”时来计算。因此，由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia对所表示的转矩T_i的影响就排除了，因此可以很精确并且容易地推定燃烧状态。

如果TDC到BDC区间内的每个转矩的平均值已经确定，由于惯性转矩T_inertia的平均值在同样的区间内为“0”，所表示的转矩T_i的平均值就等于由等式(2)中汽缸内气体压力产生的转矩T_gas的平均值。因此，在所表示的转矩T_i的基础上可以精确地推定燃烧状态。

另外，如果曲轴36在TDC到BDC的区间内的角加速度的平均值已经确定，往复惯性质量对角加速度的影响就从角加速度的测量中排除了，这是因为在这个区间内惯性转矩T_inertia的平均值为“0”。因此，仅仅由燃烧状态决定的角加速度可以计算出来。因此，在角加速度的基础上可以精确地推定燃烧状态。

下面将描述计算等式(1)右侧中每个转矩的一种方法。首先，描述计算由角加速度产生的动态损失转矩T_ac＝J×(dω/dt)的方法。

图3是一个示意性图表，图示了一种确定曲轴36的角加速度的方法。如图3所示，在本实施例中，在曲轴36每隔10°的旋转角度内检测由曲柄转角传感器38产生的曲柄转角信号。

本实施例的燃烧状态推定装置将角加速度产生的动态损失转矩T_ac作为TDC到BDC的区间内的平均值进行计算。最后，本实施例的装置在曲柄角度的两个点上，亦即，TDC和BDC上确定角速度ω₀(k)，ω₀(k+1)，并且还确定从TDC到BDC的范围内曲轴36的旋转时间Δt(k)。

为了确定角速度ω₀(k)，例如，通过图3所示的曲柄转角传感器38，对在TDC前面和后面的旋转角度为10°的旋转时间Δt₀(k)和旋转时间Δt₁₀(k)进行检测。因为曲轴36在Δt₀(k)+Δt₁₀(k)的时间内转动20°，ω₀(k)[rad/s]可以由等式ω₀(k)＝(20/(Δt₀(k)+Δt₁₀(k)))×(π/180)确定。同样，为了确定角速度ω₀(k+1)，检测在BDC前面和后面的曲柄旋转角度为10°的旋转时间Δt₀(k+1)和旋转时间Δt₁₀(k+1)。然后，ω₀(k+1)[rad/s]由等式ω₀(k+1)＝(20/(Δt₀(k+1)+Δt₁₀(k+1)))×(π/180)确定。

当角速度ω₀(k)和ω₀(k+1)确定后，计算(ω₀(k+1)-ω₀(k))/Δt(k)以确定曲轴36从TDC到BDC的旋转期间内角加速度的平均值。

当角加速度的平均值确定以后，根据等式(1)的右侧，角加速度的平均值和惯性矩J相乘。在这种情况下，可以计算在曲轴36从TDC到BDC的旋转期间内的动态损失转矩J×dω/dt的平均值。这里指出，由驱动元件部分的惯性质量可以预先确定驱动部件的惯性矩J。

下面将描述一种计算摩擦转矩T_f的方法。图4是一个图表，表示摩擦转矩T_f、内燃机10的发动机转速(Ne)和冷却水温度(thw)之间的关系。在图4中，摩擦转矩T_f、发动机转速(Ne)和冷却水温度(thw)是曲轴36从TDC到BDC之间的旋转期间内的平均值。摩擦转矩T_f是由连接部件的机械摩擦产生的转矩，例如活塞34和汽缸内壁之间的摩擦，并且包括由附件机械摩擦引起的转矩。

冷却水温度按照thw1→thw2→thw3的顺序变高。如图4所示，摩擦转矩T_f随着发动机转速(Ne)的增加而趋于增加，并且随着冷却水温度(thw)的降低而趋于增加。通过按照已变化的发动机转速(Ne)和冷却水温度thw而测量曲轴36从TDC到BDC的旋转过程中所产生的摩擦转矩T_f以及确定所测摩擦转矩T_f的平均值，事先准备好图4中所示的图表。为了推定燃烧状态，相应于冷却水温度的平均值和发动机在TDC到BDC的区间内转速的平均值，可以从图4中所示的图表确定摩擦转矩T_f的平均值。关于这个运算，冷却水温度可以通过水温传感器42进行测量，发动机转速通过曲柄转角传感器38进行测量。

与曲柄角度的改变相关的摩擦转矩T_f的行为是非常复杂的，并且变化很大。然而，摩擦转矩T_f主要取决于活塞34的速度。在四汽缸发动机的情况下，四个汽缸按照曲柄角度的180°的区间依次经历每个冲程，因此，在一个180°的曲柄角度区间内四个活塞34的速度平均值实际上等于随后的180°的曲柄角度区间内的平均值。因此，在四汽缸发动机的情况下，从TDC(上止点)到BDC(下止点)的区间，或者从BDC到TDC的区间，是这样一种区间：其中由往复惯性质量所引起的惯性转矩T_inertia的平均值为“0”，而且在这些区间内摩擦转矩T_f的平均值实际上是相同的。因此，如果在每个区间(TDC→BDC)内都要确定摩擦转矩T_f的平均值，在该区间内由往复惯性质量所引起的惯性转矩T_inertia的平均值为“0”，那么就可能精确地检测发动机转速(Ne)、冷却水温度(thw)，以及摩擦转矩T_f之间的关系，这个关系表现出复杂的瞬态行为。将摩擦转矩T_f处理成每个区间内的平均值允许如图4所表示的图表(map)信息更为精确。

因此，通过将发动机的转速(Ne)和冷却水的温度(thw)作为参数而改变，并且测量出现在曲轴36从TDC到BDC旋转期间的摩擦转矩，以及计算出其平均值，可以作出图4中的图表。图4中发动机转速(Ne)和冷却水温度(thw)的值是TDC-BDC区间中的平均值，类似于摩擦转矩T_f的值。

特别是，允许稳定地确定或者计算摩擦转矩T_f的区间是惯性转矩的平均值为“0”的区间，惯性转矩是由发动机的往复惯性质量产生的，例如，由活塞34和类似物产生的。在这个区间内，在惯性转矩的平均值为“0”处，由具有单个汽缸的往复惯性质量的元件引起的惯性转矩相互抵消，活塞34在单个区间内的速度的平均值彼此完全相等。在前述的实施例中，转矩计算区间是在TDC和BDC之间曲柄角度为180°的区间，假设发动机10为四汽缸发动机。然而，如果本发明应用在具有不同汽缸数量的内燃机，转矩计算区间可以是往复惯性质量产生的惯性转矩的平均值为“0”处的区间。

ECU40在内存中储存如图4所示的图表。ECU40通过使用图表来推定摩擦转矩T_f，并且使用推定值来计算所表示的转矩，等等。为了推定摩擦转矩T_f，在冷却水温度在TDC-BDC区间内的平均值及发动机转速在TDC-BDC区间内的平均值的基础上，参考图4的图表，可以确定在TDC-BDC的区间内的摩擦转矩T_f的平均值。对于这个过程，冷却水温度和发动机转速分别通过水温传感器42和曲柄转角传感器38进行测量。因此，在TDC-BDC区间内可以精确地推定摩擦转矩T_f，并且在摩擦转矩T_f的基础上，所表示的转矩可以被精确地确定，如下所述。

摩擦转矩T_f包括由附件的摩擦产生的转矩，如前所述。由附件的摩擦产生的转矩的值的改变依赖于附件是否处于运行状态。例如一个空调器压缩机，亦即，其中的一个附件，接收到从发动机中通过一个螺栓或类似物产生的转动，这样即使空调器没有处于运行中，也能通过摩擦产生转矩。

如果一个附件处于运转中，例如如果接通一个空调器，由压缩机所消耗的转矩变得比空调器处于不运转状态时大。因此，由附件的摩擦产生的转矩增加，亦即，摩擦转矩T_f的值增加。因此，为了精确地确定摩擦转矩T_f，希望可以检测附件的运行状态，并且如果附件接通，从图4的图表中所确定的摩擦转矩T_f的值将得到校正。

发动机在非常冷的情况下起动时或者在类似的情况下，校正摩擦转矩T_f后，更希望将冷却水温度和摩擦转矩T_f实际产生位置的温度之间的差别考虑在内。在这种情况下，希望在进行校正时把进入汽缸的燃油量和冷起动后的持续时间等考虑在内。

参考图5中所示的流程图，下文中将描述一个由本实施例的燃烧状态推定装置所执行的程序。首先在步骤S1，确定曲柄转角是否到达转矩计算时限。特别是，确定当前曲柄转角是处于曲柄转角等于或大于TDC+10°的状态，还是处于曲柄转角等于或大于BDC+10°的状态。如果当前的曲柄转角符合转矩计算时限，程序进入步骤S2。如果当前曲柄转角不符合转矩计算时限，程序结束。

接着在步骤S2中，可以获得转矩计算所需要的参数。所获得的参数包括发动机转速(Ne(k))、冷却水温度(thw(k))、角速度(ω₀(k)，ω₀(k+1))、时间(Δt)等等。

接下来在步骤S3中，计算摩擦转矩T_f(k)。如前所述，摩擦转矩T_f(k)是发动机转速(Ne(k))和冷却水温度(thw(k))的函数，并且在TDC到BDC的区间内的摩擦转矩T_f的平均值可以由图4的图表确定。

接下来在步骤S4中，可以确定附件的开关是否是闭合的。如果开关是闭合的，程序进入步骤S5，其中在步骤S3中所确定的摩擦转矩T_f(k)得到了校正。特别是，通过用预定的校正系数乘T_f(k)的方法或将T_f(k)增加一个预定的校正值的方法等来校正摩擦转矩T_f(k)。如果可以确定开关是断开的，程序进入步骤S6。

在步骤S6中，计算由角加速度产生的动态损失转矩T_ac(k)。在这种情况下，通过计算T_ac(k)＝J×(ω₀(k+1)-ω₀(k))/Δt，可以确定在TDC到BDC的区间内动态损失转矩的平均值T_ac(k)。

接下来在步骤S7中，计算所表示的转矩T_i(k)。在这种情况下，按照T_i(k)＝T_ac(k)+T_f(k)计算T_i(k)。如果摩擦转矩T_f(k)在步骤S5中已经校正，那么在计算中使用校正的摩擦转矩T_f(k)。这样确定的所表示的转矩T_i(k)是在TDC到BDC的区间内所取得的平均值。

由于在TDC到BDC的区间内，由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia的平均值等于“0”，所得到的转矩T_i(k)等于由汽缸内气体压力产生的转矩T_gas(k)，如在等式(2)中可以清楚地看到的那样。

图6是一个示意性图表，图示计算的所表示的转矩T_i(k)(＝T_gas(k))和每个汽缸冲程之间的关系。如果内燃机10具有四个汽缸#1到#4，爆发冲程发生在曲轴36的每个180°的旋转角度处，并且按照#1、#3、#4和#2的顺序，如图6所示。如果所表示的转矩T_i依次在发动机的单个爆发冲程中进行计算，亦即，在曲柄角度为180°的区间内，如图6所示，所表示的转矩T_i(k)对应于汽缸#1中的爆发。同样地，所表示的转矩T_i(k-2)对应于汽缸#4中的爆发，所表示的转矩T_i(k-1)对应于汽缸#2中的爆发，所表示的转矩T_i(k+1)对应于汽缸#3中的爆发，所表示的转矩T_i(k+2)对应于汽缸#4中的爆发。

在所表示的转矩T_i(k)时，汽缸#1经历爆发冲程，汽缸#3经历压缩冲程，汽缸#4经历进气冲程，汽缸#2经历排气冲程。由于与由汽缸内气体压力在爆发冲程中产生的转矩相比，由压缩、进气和排气冲程产生的转矩非常小，因此所表示的转矩T_i可以认为等于由汽缸内气体压力在爆发冲程中产生的转矩T_gas。因此，通过按照T_i(k-2)、T_i(k-1)、T_i(k)、T_i(k+1)、T_i(k+2)的顺序来计算所表示的转矩，由在每个汽缸中爆发而产生的汽缸内气体压力产生的转矩T_gas(k)可以按照#4、#2、#1、#3、#4的顺序进行计算。因此，可以推定每个汽缸中的燃烧状态。

图7是一个特性要素图，表示所表示的计算转矩T_i(k)(＝T_gas(k))和发动机起动后每个活塞34的往复式运动(冲程)的数量。通过画出为汽缸#1到#4的每个爆发冲程推定的所示转矩T_i(k)，可以获得这个特性要素图。由于本实施例中的燃烧状态推定装置能够排除由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia(k)的影响，并且参照图表能够精确地确定摩擦转矩T_f，所以可以按绝对值精确地推定由汽缸内的气体压力产生的转矩T_gas。因此，能够在转矩的绝对值的基础上精确地确定燃烧状态是好还是不好，即使在发动机的运行状态不是稳定运行的情况下也是如此，例如在紧接着起动的状态中。在图7中，所表示的转矩T_i(k)在起动后紧接着的大约30个冲程的时间段内有某种程度的变化，因此可以确定在那个时间段内的燃烧状态是不好的。

图8A到8D是特性要素图，表示图7中所表示的关于各个汽缸的结果。以这种方式下表达每个汽缸的所示转矩T_i，使得有可能推定每个汽缸中的燃烧状态。如图8C所示，汽缸4#在发动机起动后，不能立刻产生所表示的转矩T_i。因此，可以立即确定汽缸#4中的燃烧状态是不好的。

虽然在前述的实施例中，由角加速度产生的动态损失转矩T_ac是通过TDC和BDC处的角速度确定的，但是，也能够将TDC到BDC的区间分为多个小的区间，并且对每个分开的区间确定由角加速度产生的动态损失转矩，并且将动态损失转矩平均，以便为每个180°的曲柄角度确定损失转矩T_ac例如，在一种可能的方法中，TDC到BDC的曲柄角度区间分为六个30°的区间，对于每个30°的区间来确定动态损失转矩，并将所确定的动态损失转矩平均，以确定TDC到BDC区间内的动态损失转矩T_ac的平均值。这种方法增加了曲柄转角速度检测点的数量，以便使曲柄转角检测中的误差最小化。

虽然在前述的实施例中，由往复惯性质量产生的往复转矩T_inertia的平均值为“0”的区间是180°的区间，但使T_inertia的平均值为“0”的区间可以被设置为更宽的区间。在四汽缸发动机的情况下，最小区间为180°的区间，在这个区间中，由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia的平均值为“0”，因此，这个区间可以设置在180°的任意的倍数处，在这个区间中，惯性转矩T_inertia的平均值为“0”。如果可以接受以低的频率来推定所表示的转矩Ti，例如，如果所推定的转矩用于转矩控制，那么可以设置较宽的角度区间，例如，360°、720°，等等。

虽然按照前述的实施例，本发明使用在四汽缸内燃机中，然而在不同于四汽缸发动机的内燃机中，通过确定一个在其间由往复惯性质量产生的转矩T_inertia的平均值为“0”的区间，可以按照与四汽缸发动机完全相同的方式来推定燃烧状态。图9A和9B是不同于四汽缸发动机外的内燃机的转矩特性要素图，与图4相似，每个图表示了等式(2)中不同的转矩和曲柄转角之间的关系。图9A表示单汽缸发动机的转矩特性，图9B表示六汽缸发动机的转矩特性。

如图9A所示，单汽缸发动机在每个720°的曲柄转角中经历一次爆发冲程；在每次爆发过程中，由汽缸内气体压力产生的转矩T_gas表现出一次增加和降低。在曲柄转矩为360°到540°的区间内，由往复惯性质量产生的转矩T_inertia(虚线)的平均值是“0”。因此，如果对于每个360°到540°的区间确定一个角加速度和一个所表示的转矩，就可以精确地推定燃烧状态。

可以用相似的方式实现图9B中所示六汽缸发动机的燃烧状态的精确推定。在六汽缸发动机中，在每个720°的曲柄转角中发生一次爆发冲程，而由汽缸内气体压力产生的转矩T_gas在每个120°的曲柄转角内表现出一次增加和降低。由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia在0°到120°的曲柄转角内的平均值为“0”。因此，如果在每个120°的曲柄转角内确定角加速度和所表示的转矩，就可能排除往复惯性质量的影响，因此可以精确地推定燃烧状态。既然四冲程循环中曲轴的旋转角度为720°，通过计算(720°/汽缸数量)所得到的角度的范围就可以设置为区间的最小单元，在这个区间中，转矩T_inertia的平均值为“0”。

虽然在前述的实施例中，在由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia的平均值为“0”的区间内计算曲柄转角加速度的平均值、损失转矩和摩擦转矩，然而除了平均值外，还可以计算该区间中的其它值，例如，转矩的总值，等等。因为在区间内排除了转矩T_inertia的影响，因此该区间允许精确推定燃烧状态，即使使用诸如总值之类的参数时仍然如此。

在前述的实施例中，设想用负载转矩T_i＝10来推定燃烧状态。然而，如果负载转矩T_i是在斜率传感器或其它类似传感器传来的信号的基础上确定的，并且被用来推定所显示的转矩T_i，那么就可能在车辆行驶中的整个运行区域内推定燃烧状态。因此，即使在由于在冷起动时载荷变化导致的发动机起动暂停的情况下，也可以可靠地推定燃烧状态。

本实施例中的燃烧状态推定装置在由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia的平均值为“0”的区间内计算曲轴36的角加速度的平均值。因此，本装置排除了转矩T_inertia对角加速度的影响。因此，本装置仅仅从对应于燃烧状态的信息中就能够确定角加速度和由角加速度产生的动态损失转矩T_ac。另外，因为本实施例的装置在一个由往复惯性质量产生的惯性转矩T_inertia的平均值为“0”的区间中确定摩擦转矩的平均值，所以该装置可以精确地确定摩擦转矩T_f而不受瞬时摩擦特性的影响。因此，本装置能够高精度地确定对应于燃烧状态的惯性转矩T_i因此可以在所表示的转矩T_i的基础上精确地推定燃烧状态。

这里结合一种情况对本实施例进行了描述，在这种情况下，随时间变化的参数发生变化，例如，内燃机的运行时间总数、发动机使用年数、车辆运行的总距离等等相对较小，亦即，在这种情况中，摩擦转矩T_f中随时间的变化相对较小，可以完全保持发动机的初始状态。

然而事实上，随着发动机运行时间总数的增加，由于滑动部件及其它部件的间隙的增加，随时间的变化可能会发生在摩擦转矩中。因此，实际摩擦转矩和从图4所示图表中确定的摩擦转矩T_f之间会产生误差。下面将描述一种方法，如果内燃机中发生随时间的变化，这种方法能够更精确地计算摩擦转矩。在下面描述的方法中，在发动机起动时计算摩擦转矩T_f中随时间的变化，并且图4中所示的图表也得到校正，以便更精确地确定摩擦转矩。

在起动发动机的起动期间，由起动器48转动曲轴36。按照本实施例的一种控制装置确定实际摩擦转矩T_fw，T_fw实际上发生在由起动导致的曲轴36开始旋转之后和从燃油喷射阀30注入的燃料爆发之前的一段时间内。亦即，实际摩擦转矩T_fw是在只有起动器48作为驱动动力源驱动曲轴36时确定的。然后，在实际摩擦转矩T_fw的基础上校正图4中所示的图表。为了确定实际摩擦转矩T_fw，使用了如下等式(3)。

[数学表达式3]

We＝J dω/dt++T_fw---(3)

等式(3)的左侧表示了由起动器48产生的转矩，该转矩由提供给起动器48的电能的平均值W_e表示。等式(3)的右侧表示消耗了由起动器48产生的转矩的转矩。特别是，J表示发动机的惯性矩，dω/dt表示曲轴36的角加速度，T_fw表示实际产生于发动机起动时刻的实际摩擦转矩。另外，J×dω/dt是由曲轴36的角加速度产生的动态损失转矩(＝T_ac)，动态损失转矩产生于发动机起动时刻，如前所述。在发动机起动时刻，调档齿轮位于空档，进行空载运行，此处除了消耗由起动器48产生的转矩的T_ac和T_fw外，完全不产生转矩。

在等式(3)中，所提供的平均电能W_e可以由提供给起动器48的电功率确定，由角加速度产生的动态损失转矩T_ac可以由曲轴36的角加速度计算。在这种情况下，由于图4的图表中的摩擦转矩T_f是在曲轴36从TDC到BDC的旋转期间所取得的平均值，所以实际摩擦转矩T_fw需要被确定为这段区间中的平均值。因此，所提供的平均电能W_e和损失转矩T_ac也可以被确定为这段区间中的平均值。然后，通过从所提供的平均电能W_e中减去损失转矩T_ac，就可以确定这段区间中的实际摩擦转矩T_fw的平均值。

因此，将实际摩擦转矩T_fw与从图4的图表推定的摩擦转矩T_f进行比较，允许在摩擦转矩中确定随时间的变化。因此，当考虑随时间的变化时能够校正图表。

下面将描述一种计算所提供的平均电能W_e的方法。所提供的平均电能W_e可以作为在TDC到BDC的计算区间中起动器48向发动机作的平均功进行确定。因此，计算(提供给起动器的平均电能[Jule/sec])×(计算区间时间Δt[sec])使得有可能确定W_e[Jule]。在这种情况下，提供给起动器48的电能随着曲柄转角发生波动；因此，计算区间分成多个部分，其平均可以按照如下的等式(4)完成。

[数学表达式4]

在等式(4)中，N表示所划分的计算区间的数量，W表示每个划分的区间中提供给起动器48的电能。在图3中所表示的例子中从TDC到BDC的计算区间平均分为10°的曲柄角度区间，在单个的10°的区间中确定提供给起动器48的电能W₁₀(k)、W₂₀(k).....W₁₇₀(k)、W₀(k+1)，并对其进行平均。

有影响的量，例如起动器48的热损失等，在计算所提供的平均电能W_e中作为校正量考虑在内。例如，提前测量或确定由热损失产生的影响，并且用于校正计算的电能。这种计算方式能够较精确地确定所提供的平均电能W_e。

下面将参考图10的流程图描述由本实施例的控制装置所执行的处理程序。首先在步骤S10中，确定当前时间是否是发动机起动时计算摩擦转矩的时间。特别是，确定当前时间是否是在点火开关46从断开状态变为闭合状态之后和燃料爆发之前。如果确定当前时间是发动机起动时计算摩擦转矩的时间，程序进入步骤S11。相反，如果当前时间不是计算摩擦转矩的时间，程序结束。

在步骤S11中，确定当前曲柄转角位置是否对应于计算损失转矩T_ac的时限。特别是，确定当前曲柄转角是处于曲柄转角等于或大于TDC+10°的状态，还是处于曲柄转角等于或大于BDC+10°的状态。如果当前曲柄转角与转矩计算时限一致，程序进入步骤S12。如果当前曲柄转角与转矩计算时限不一致，程序结束。

在步骤S12中，获得转矩计算所需要的参数。特别是，所获得的参数包括发动机转速(N_e(k))、冷却水温度(thw(k))、角速度(ω₀(k)，ω₀(k+1))、时间Δt等。

接下来在步骤S13中，从图4所示的图表中推定摩擦转矩T_f(k)。在这种情况下，通过使用在步骤S12中所获得的发动机转速(N_e(k))和冷却液温度(thw(k))，从图表4中确定摩擦转矩T_f(k)。

接下来在步骤S14中，计算由角加速度产生的动态损失转矩T_ac(k)。在这种情况下，在TDC-BDC的区间中通过对T_ac(k)＝J×((ω₀(k+1)-ω₀(k))/Δt)的计算来确定动态损失转矩的平均值T_ac(k)。

接下来在步骤S15中，所提供的平均电能W_e(k)象在等式(4)中一样进行计算。接着在步骤S16中，用所提供的平均电能W_e(k)减去损失转矩T_ac(k)来确定实际摩擦转矩T_fw(k)。因此，可以确定每个TDC-BDC的区间内的实际摩擦转矩T_fw(k)，而根据曲轴36的转动执行步骤S11到S16的过程，将提供一个或更多的实际摩擦转矩T_fw(k)、T_fw(k+1)....

接下来在步骤S17中，对图4的图表中的摩擦转矩T_f进行了校正。特别是，在步骤S16中所确定的实际摩擦转矩T_fw(k)与在步骤S13中所确定的摩擦转矩T_f(k)进行比较。如果在两个摩擦转矩之间存在差别，通过应用在步骤S16中所确定的实际摩擦转矩T_fw(k)来校正图4所示图表。当摩擦转矩T_f(k)在步骤S17中校正后，程序结束。

图11和12是示意性图表，图示了校正图4所示的图表的方法。亦即，图11图示了一种方法，在这种方法中，图表通过使用一个实际摩擦转矩T_fw来校正。图12图示了一种方法，在这种方法中，图表通过使用两个实际摩擦转矩T_fw来校正。

在图11中图示的方法中，确定从图表中获得的转矩T_f(＝Map(N_e，thw))与在步骤S16中获得的转矩T_fw之间的差值ΔT_f，并且将该差值作为一个校正系数来校正图表中的值T_f。亦即，T_f(校正后)＝函数(ΔT_f，Map(N_e，thw))。例如，用一个预定系数C₁乘差值ΔT_f所得到的值加在一个预先校正的转矩T_f上，以确定校正后的转矩T_f，如在T_f(校正后)＝Map(N_e，thw)+C₁×ΔT_f所示。在另外一种可能的方法中，通过一个预定的系数C₂乘差值ΔT_f所得到的值乘以预先校正的转矩T_f，可以确定校正后的转矩T_f，如在T_f(校正后)＝C₂×ΔT_f×Map(N_e，thw)所示。根据图11所示的方法，通过图表所给定的绝对值可以在实际摩擦转矩T_fw的基础上进行校正。

在图12所示的方法中，使用了两个转矩值T_fw1和T_fw2。亦即，确定了T_f1和T_fw1的差值ΔT_f1和T_f2和T_fw2的差值ΔT_f2，并且差值ΔT_f1和ΔT_f2用作校正系数来校正图表中的T_f值。亦即，T_f(校正后)＝函数(ΔT_f1，ΔT_f2，Map(N_e，thw))。例如，用一个预定系数C₃乘T_fw1和T_fw2的平均值所得到的值加在从图表中所得到的转矩T_f上，来确定校正后的转矩T_f，如在下面等式中所示：T_f(校正后)＝Map(N_e，thw)+C₃×((ΔT_f1+ΔT_f2)/2)。

按照图12中图示的方法，可以在两个实际摩擦转矩T_fw1、T_fw2的基础上，校正图表的转矩T_f的绝对值和图表中转矩T_f的斜率。

因此，根据本实施例，由于图4的图表所给出的值在发动机起动时刻所确定的实际摩擦转矩T_fw的基础上进行了校正，因此可以以高精度计算出校正后的摩擦转矩T_f，即使在摩擦转矩中出现随时间的变化时也是如此。

根据前面所描述的第一种方法，所提供的起动器48的平均电能W_e和由角加速度产生的动态损失转矩T_ac，是在发动机起动时不存在燃烧所产生的转矩的状态下确定的。因此，在发动机的起动时刻产生的实际摩擦转矩T_fw可以在所提供的平均电能W_e和损失转矩T_ac的基础上进行确定。因此，如果由于诸如随时间的变化或者类似的因素而使得从图表中得到的摩擦转矩T_f和实际摩擦转矩T_fw之间存在差值，就可以在转矩T_fw的基础上校正图表的摩擦特性，以便下一次的摩擦转矩计算可以更精确地进行。因此，可以降低或者防止由于摩擦转矩T_f的变化而导致的控制性的降低。通过以这种方法反映图表的摩擦特性的随时间变化的影响，就有可能更精确地计算根据图5所示的流程图中所表示的转矩T_i的特性值。

下面将描述校正摩擦转矩T_f的第二种方法。在这种方法中，实际摩擦转矩T_fw在一段时间中进行确定，该时间段为从燃油喷射停止和由于点火开关46从闭合状态到断开状态的变化所导致点火的时间点，到发动机停止的时间点。然后，正如在前述的第一种方法中所述，图4中所示的图表在实际摩擦转矩T_fw的基础上进行校正。为了确定实际摩擦转矩T_fw，使用了如下的等式(5)。

[数学表达式5]

0＝Jdω/dt+T_fw---(5)

等式ω(5)的右侧与等式(3)的右侧相同。当点火开关46处于断开状态时，燃油喷射和点火停止，因此，不存在由燃烧产生的转矩，如在实施例1中所示。在这种状态下，也不产生其它转矩，因此，等式(5)的左侧为“0”。因此，实际摩擦转矩T_fw可以仅仅在由角加速度产生的动态损失转矩T_ac的基础上进行确定。

角加速度和损失转矩T_ac的计算方法在前面进行了描述。下面将参照图13所示的流程图，描述处理过程。首先在步骤S20中，确定当前时间是否是在发动机停止时计算摩擦转矩的时间。特别是，确定当前是否是在点火开关46从闭合状态到断开状态的改变后和燃油上一次爆发后。如果当前是计算发动机停止时刻的转矩时间，程序进入步骤S21。反之，如果当前不是计算摩擦转矩的时间，程序结束。

在步骤S21中，目确定当前曲柄转角位置是否与计算损失转矩T_ac的时限一致。特别是，确定当前曲柄转矩是处于曲柄转角等于或大于TDC十10°的状态，还是处于曲柄转角等于或大于BDC+10°的状态。如果目前的曲柄转角与转矩计算的时限一致，程序进入步骤S22。如果目前的曲柄转角与转角计算的时限不一致，程序结束。

在步骤S22中，可以取得转矩计算所需要的参数。特别是，所需要的参数包括发动机转速(Ne(k))、冷却液温度(thw(k))、角速度(ω₀(k)，ω₀(k+1))、时间Δt等等。

接下来在步骤S23中，从图4所示图表中推定摩擦转矩T_f(k)。在这种情况下，通过使用在步骤S22中所取得的发动机转速(Ne(k))、冷却液温度(thw(k))，从图4的图表中确定摩擦转矩T_f(k)。

接下来在步骤S24中，计算由角加速度产生的动态损失转矩T_ac(k)。在这种情况下，通过计算T_ac(k)＝J×((ω₀(k+1)-ω₀(k))/Δt)来确定TDC-BDC区间中的动态损失转矩的平均值T_ac(k)。

接下来在步骤S25中，计算实际摩擦转矩T_fw(k)，如等式(5)所示。因为等式(5)左侧为“0”，所以T_fw(k)＝-T_ac(k)。如在前面所描述的实施例1中，对于每个TDC-BDC的区间可以确定实际摩擦转矩T_fw(k)，根据曲轴的旋转执行步骤S21到S25的过程，将提供一个或更多的实际摩擦转矩T_fw(k)。

接下来在步骤S26中，对图4的图表中的摩擦转矩进行校正。特别是，在步骤S25中确定的实际摩擦转矩T_fw(k)与步骤S23中所确定的摩擦转矩T_f(k)进行比较。如果这两个摩擦转矩之间存在差别，就通过使用步骤S25中所确定的实际摩擦转矩T_fw(k)来校正图4所示的图表。这种校正方法可以与前面所述的参照图11或12的方法相同。在步骤S26中校正摩擦转矩T_f后，程序结束。

根据前面描述的第二种方法，由角加速度产生的动态损失转矩T_ac可以在点火开关46从闭合状态转变为断开状态到发动机停止的时间段内进行确定。因此，可以在损失转矩T_ac的基础上确定在发动机停止时刻产生的实际摩擦转矩T_fw。因此，正如在实施例1中，可以校正图表的摩擦特性，所以可以精确地计算特性值，例如所表示的转矩。

如果在第一种或第二种方法中，不需要在每次发动机起动或停止时计算产生的实际摩擦转矩T_f，实际摩擦转矩T_f的计算频率就可以降低。例如，在一种可能的方式中，一种执行校正逻辑的状态由一个可能导致摩擦发生变化的参数确定，例如车辆运行的总距离、发动机已使用年数等等，并且只是在条件满足的情况下计算实际摩擦转矩T_fw。这种计算方法降低了运行载荷。

接下来，将描述校正摩擦转矩T_f的第三种方法。在第三种方法中，只要发动机上没有载荷，可以在发动机运行过程中的任何时刻停止燃油喷射和点火，并且在停止过程中，确定实际摩擦转矩T_fw。为了确定实际摩擦转矩T_fw，使用了等式(4)，如在第二种方法中一样。

如果在发动机运行期间燃油喷射和点火停止，就不存在由燃烧产生的转矩。在这种状态下，也不产生其它转矩。因此，等式(5)的左侧为“0”，如在第二种方法中一样。另外，在发动机上不存在负载的状态下，例如，在空载状态或类似的状态下，除了动态损失转矩T_ac和摩擦转矩T_fw外不存在负载。因此，实际摩擦转矩T_fw可以从等式(5)中确定，如在第二种方法中一样。

为了计算实际摩擦转矩T_fw，通过一个可能导致摩擦发生变化的参数来确定执行校正逻辑的条件，例如，车辆运行的总距离、发动机使用年数等等。如果满足条件，就停止燃油喷射和点火，以计算实际摩擦转矩T_fw。

将参考图14所示的流程图，描述第三种实施例的程序。首先在步骤S31中，燃油喷射阀30的燃油喷射停止，燃油点火也停止。特别是，为了计算损失转矩T_ac，在一个区间中的单个爆发冲程内停止燃油喷射和点火。

在步骤S32中，确定当前曲柄转角位置是否与计算损失转矩T_ac的时限一致。特别是，确定当前曲柄角度是处于曲柄转角等于或大于TDC+10°的状态，还是处于曲柄转角等于或大于BDC+10°的状态。如果当前曲柄转角与转矩计算的时限一致，程序进入步骤S33。如果当前曲柄转角与转角计算的时限不一致，在步骤S32中发生等待。

在步骤S33中，可以取得转矩计算所需要的参数。特别是，所需要的参数包括发动机转速(Ne(k))、冷却液温度(thw(k))、角速度(ω₀(k)，ω₀(k+1))、时间Δt等等。

接下来在步骤S34中，从图4所示图表中推定摩擦转矩T_f(k)。在这种情况下，通过使用在步骤S33中所取得的发动机转速(Ne(k))、冷却液温度(thw(k))，从图4的图表中确定摩擦转矩T_f(k)。

接下来在步骤S35中，计算由角加速度产生的动态损失转矩T_ac(k)。在这种情况下，通过计算Tac(k)＝J×((ω₀(k+1)-ω₀(k))/Δt)来确定TDC-BDC区间中的动态损失转矩的平均值T_ac(k)。

接下来在步骤S36中，计算实际摩擦转矩T_fw(k)，如等式(5)所示。因为等式(5)左侧为“0”，所以T_fw(k)＝-T_ac(k)。对于每个TDC-BDC的区间可以确定实际摩擦转矩T_fw(k)。根据曲轴的旋转执行步骤S31到S36的过程，将提供一个或更多的实际摩擦转矩T_fw(k)。

接下来在步骤S37中，对图4的图表中的摩擦转矩进行校正。特别是，在步骤S36中确定的实际摩擦转矩T_fw(k)与步骤S34中所确定的摩擦转矩T_f(k)进行比较。如果这两个摩擦转矩之间存在差别，就通过使用步骤S36中所确定的实际摩擦转矩T_fw(k)来校正图4所示的图表。这种校正方法可以与前面所述的参照图11或12的方法相同。在步骤S37中校正了摩擦转矩T_f后，程序结束。在第三种方法中，计算实际摩擦转矩T_fw时可以不限制发动机的转速；因此在图12所图示的许多点的基础上的校正更恰当。

此处注意，即使燃油喷射和点火停止，仍可能会发生泵气损失，并且可能影响实际摩擦转矩T_fw的计算值。因此，希望计算角加速度的时限与节流阀22的完全打开状态一致。其结果是泵气损失可以最小化，并且可以精确地确定实际摩擦转矩T_fw。也可以通过提供可变的阀系统并关闭进气阀和排气阀，来代替节流阀22的完全打开状态，以降低泵气损失。

根据前面所描述的第三种方法，由于在发动机运行过程中的任意时间时刻停止燃油喷射和点火，实际摩擦转矩T_fw可以从动态损失转矩T_ac中进行确定，以校正图表的摩擦特性。另外，因为可以确定实际摩擦转矩T_fw而不限制发动机的转速，这种方法也允许在高速旋转期间校正摩擦转矩T_f，因此可以高精度地校正图4中所示的图表。因此，有可能进一步地提高所表示的转矩的推定精度。

虽然在前面的实施例中，通过发动机转速(Ne)和冷却液温度(thw)准备了图4中所示的图表，以确定摩擦转矩T_f，然而摩擦转矩T_f也可以由关于发动机温度的信息确定，这些信息是通过油温度或其它类似的数据获得。

下面将描述校正摩擦转矩T_f的第四种方法。在第二种方法中，由于在点火开关46处于关闭状态的期间不存在燃烧产生的转矩，等式(5)的左侧为“0”。然而，在点火开关46关闭后，活塞34继续来回地移动直到发动机完全停止。由于活塞34的往复运动将空气带入汽缸，进气通道12逐渐具有一个负压力，这样在曲轴36的旋转力矩中产生泵气损失。因此，如果考虑对应于泵气损失的转矩，就有可能以高精度计算实际摩擦转矩T_fw。

同样，在发动机起动时以及发动机运行期间，在进气通道12中也产生一个负压力，从而导致泵气损失。因此，考虑泵气损失将允许以高精度计算实际摩擦转矩T_fw，在第一和第三种方法中也是如此。

特别是，如果节流阀22关闭，进气通道12具有大于节流阀22打开的情况下的负压力；因此，考虑泵气损失会提高实际摩擦转矩T_fw计算中的精度。

根据第四种方法，在将泵气损失考虑在内时计算实际摩擦转矩T_fw，并且在前述的实施例中，以高精度对图4中所示的图表进行校正。

图15A和15B是示意性图表，用于解释泵气损失。参照图15A和15B，详细解释泵气损失。图15A和15B是表示一种情况下汽缸内压力P和汽缸容积之间关系的特性要素图(P-V图)，在这种情况下，通过起动器48完成起动，并且在汽缸中不产生爆发。图15A图示了节流阀22完全打开的情况，图15B图示了节流阀22完全闭合的情况。

在图15A和15B的每张图中，点A表示进气冲程开始时(曲柄转角为TDC)产生的汽缸内压力P和汽缸容积V，点B表示压缩冲程开始时(曲柄转角为BDC)产生的汽缸内压力P和汽缸容积V，点C表示爆发(膨胀)冲程开始时(曲柄转角为TDC)产生的汽缸内压力P和汽缸容积V，点D表示排气冲程开始时(曲柄转角为BDC)产生的汽缸内压力和汽缸容积V。

如图15A所示，在节流阀22处于完全打开状态的期间，在点A，进气冲程的开始后，汽缸容积V增加。亦即，当汽缸内压力保持在P_INTAKE(＝大气压力)时，随着活塞34的下降汽缸容积V增加。在进气冲程结束时，用点B来表示汽缸内压力P和汽缸容积V。当压缩冲程在点B开始后，由于在压缩冲程的过程中排气阀和进气阀关闭，P-V特性显示按照箭头a表示的方向沿着曲线向点C过渡。当膨胀冲程在点C开始后，P-V特性显示按照与压缩冲程中显示的过渡方向相反的方向(用箭头b表示)沿着曲线向点D过渡。然后，当排气冲程在D点开始后，在汽缸内压力保持在P_EXHAUST(＝P_INTAKE)时，随着活塞34的上升汽缸容积减小；亦即，P-V特性显示按照与进气冲程中所表示的过渡方向相反的方向沿着直线往回过渡到点A。

在汽缸容积增加时，汽缸内的气体产生正的做功量。在汽缸容积减少的时刻，产生负的做功量。当节流阀22完全打开时，进气冲程和排气冲程导致P-V特性在相反方向上沿着相同的路径过渡，因此进气冲程产生的功和排气冲程产生的功的总和成为0。同样地，压缩冲程和膨胀冲程产生P-V特性在相反方向上沿着相同的路径过渡，因此压缩冲程产生的功和膨胀冲程产生的功的总和也成为0。因此，在全部四个冲程的循环中都不出现泵气损失。

如果节流阀22完全闭合，在点A进气冲程开始后，由于在进气通道12中产生一个负压，紧跟着汽缸内压力从P_EXHAUST下降到P_INTAKE，如图15B所示。然后，当压力保持在P_INTAKE时，随着活塞34下降汽缸容积增加。在点B，当进气冲程结束、压缩冲程开始后，由于在压缩冲程的过程中排气阀和进气阀关闭，P-V特性显示在箭头a表示的方向上沿着曲线向点C过渡。当膨胀冲程在点C开始后，P-V特性显示在与压缩冲程的过程中所表示的过渡方向相反的方向(用箭头b表示)上沿着相同的弯曲路径向点D过渡。接下来，当排气冲程在D点开始后，由于排气阀关闭，汽缸内压力增加到P_EXHAUST(＝大气压力)。然后，当汽缸内压力保持在P_EXHAUST时，随着活塞34的上升汽缸容积减小；亦即，P-V特性表示往回过渡到点A。

因此，在节流阀22完全闭合期间，压缩冲程和膨胀冲程导致P-V特性沿着相同路径在相反的方向上过渡，而进气冲程和排气冲程导致P-V特性沿着不同路径的过渡。因此，尽管压缩冲程产生的功和膨胀冲程产生的功互相抵消并且总数为0，进气冲程产生的功和排气冲程产生的功却不能互相抵消而是产生一个负的做功量。这个负的做功量形成泵气损失。

特别是，在进气冲程期间，产生一个对应于图15B中由阴影表示的面积S₂的正的做功量。在另一方面，在排气冲程期间，产生一个对应于图15B中由阴影表示的面积S₂和面积S₁的总和的负的做功量。因此，进气冲程和排气冲程产生的功的总和是对应于面积S₁的负的做功量。

图16A和16B是特性要素图，表示#1到#4每个汽缸所产生的转矩。图16A和16B的特性要素图表示，在曲柄的转动由起动器48和汽缸内的燃烧来完成的情况下，不会出现由汽缸产生的转矩，这与图15A和图15B中的情况相同。图16A和16B的特性要素图表示通过单独提供给汽缸的汽缸内压力传感器检测到的汽缸内压力计算出来的转矩。在图16A中，节流阀22完全打开。在图16B中，节流阀22完全闭合。

在节流阀22处于完全打开状态的过程中，在进气冲程中所作的功和在排气冲程中所作的功相互抵消，在压缩冲程中作的功和在膨胀冲程中作的功同样相互抵消，这可以从图16A中看出来。在图16A中，在曲柄角度为0°到180°的区间内，汽缸#4经历进气冲程，而汽缸#2经历排气冲程，汽缸#1经历膨胀冲程，而汽缸#3经历压缩冲程。因此，汽缸#4和#2作的功相互抵消，汽缸#1和#3作的功相互抵消，如上面结合图15A所提到的一样。就是说，在图16A中，汽缸#4和#2的阴影面积相等，而汽缸#1和#3的阴影面积相等。

在节流阀22处于完全闭合的过程中，在压缩冲程中作的功和在膨胀冲程中作的功相互抵消，而在进气冲程中所作的功和在排气冲程中所作的功不能相互抵消。就是说，尽管汽缸#1和#3作的功可以相互抵消，汽缸#4和#2作的功不能相互抵消。因此，汽缸#4的阴影区域的面积和汽缸#2的阴影区域的面积之间的差值表示负的做功量，对应于图15B所表示的面积S1。

按照第四种实施例，实际摩擦转矩T_fw是在考虑图15B和图16B所表示的泵气损失时计算的。计算对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)的一种方法将在下文中进行描述。

对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)是对应于图15B中的面积S1的做功量，通过汽缸内压力P_EXHAUST排气冲程中的和进气冲程中的汽缸内压力P_INTAKE之间的差值进行计算。通常，进气冲程中的汽缸内压力P_INTAKE可以由进气管压力表示，而汽缸内压力P_EXHAUST近似等于大气压力(＝P_ATMOSPHERIC)。因此，对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)可以作为一个转矩计算区间(曲柄角度的每个180°)内的平均进气管压力Pm(k)的一个函数来计算，如等式(6)。

[数学6]

T_ipl(k)＝C×(Pm(k)-P_ATMOSPHERIC)+D---(6)

关于等式(6)，每个转矩计算区间内的平均进气管压力Pm(k)通过进气通道12上提供的进气压力传感器29进行检测。平均进气管压力Pm(k)可能也通过其它方法来获得。例如，在一种方法中，平均进气管压力Pm(k)由通过空气流量计20检测的进气(Ga)量来推定。在另一种方法中，平均进气管压力Pm(k)由节流阀打开程度和发动机转速来推定。在等式(6)中，C和D是预定校正因子，可能也是与运行状态(例如，平均进气管压力、在转矩计算区间内的平均发动机转速，或者类似参数)有关的变量。正如可以通过等式(6)所理解，Pm(k)-P_ATMOSPHERIC的计算提供了一个对应于汽缸内压力P_INTAKE和汽缸内压力P_EXHAUST之间差值的值，而(Pm(k)-P_ATMOSPHERIC)乘以因子C后再加上因子D提供了转矩T_ipl(k)。

在图15B中，在四冲程周期中引起的泵气损失得以理想化，以便泵气损失对应于矩形面积S1。然而，存在这样的情况，其中泵气损失不能被理想化成S1所表示的矩形面积。在这种情况下，例如，A点处的进气冲程开始之后不是紧接着汽缸内压力P_INTAKE，而是接着在汽缸内压力到达P_INTAKE前的一个预定时间延续，如图15B中虚线所示。在另一种情况下，D点处的排气冲程开始之后接着是汽缸内压力到达P_EXHAUST前的一个预定时间延续，如图15B中虚线所示。在等式(6)中，(Pm(k)-P_ATMOSPHERIC)项由校正因子C、D来校正。因此，如果泵气损失不是理想化为面积S1，如图15B中虚线所示的情况，通过校正因子C、D进行的校正允许精确计算泵气损失。

对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)可能也按照下文中的等式(7)进行计算。等式(7)采用了一个平均背压P_BACK(k)(在转矩计算区间内经历排气冲程的汽缸的平均汽缸内压力)来代替等式(6)中的P_ATMOSPHERIC。

[数学表达式7]

T_ipl(k)＝C’×(Pm(k)-P_BACK(k))---(7)

等式(7)中的平均背压PBACK(k)由通过排气通道14上提供的排气压力传感器31检测到的值来确定。在等式(7)中，C’与校正因子C相同，等式(6)中的D是一个常数或者是一个随着运行状态改变的变量。按照等式(7)，对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)由平均进气管压力Pm(k)和平均背压P_BACK(k)来计算。

等式(7)中的平均背压P_BACK(k)比等式(6)中的压力P_ATMOSPHERIC更接近于图15B中的压力P_EXHAUST。因此，由于采用了平均背压P_BACK(k)，等式(7)提供对转矩T_ipl(k)的更高精度的计算。进一步，在等式(7)中，转矩T_ipl(k)的计算没有使用等式(6)中的因子D，因此计算得以简化。

随后的等式(9)到(11)用于通过简单物理表达式来计算对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)，这些表达式使用进气冲程中汽缸内压力的一个瞬态值(P_INTAKE(θ))或者进气管压力(Pm’(θ))的一个瞬态值、一个瞬态值(P_INTAKE(θ))或者背压(P_BACK’(k))的一个瞬态值，以及大气压力(P_ATMOSPHERIC(θ))。

[数学表达式8]

T_{ipl} (k) = T_{gas_INTAKE} (K) + T_{gas_EXHAUST} (k) - - - (8)

= Average (\frac{180}{π} \cdot P_{INTAKE} (θ) \cdot \frac{{dV}_{INTAKE} (θ)}{dθ}) + Average (\frac{180}{π} \cdot P_{EXHAUST} (θ) \cdot \frac{{dV}_{EXHAUST} (θ)}{dθ}) - - - (9)

= Average (\frac{180}{π} \cdot P m^{'} (θ) \cdot \frac{{dV}_{INTAKE} (θ)}{dθ}) + Average (\frac{180}{π} \cdot {P_{BACK}}^{'} (θ) \cdot \frac{{dV}_{EXHAUST} (θ)}{dθ}) - - - (10)

= Average (\frac{180}{π} \cdot P m^{'} (θ) \cdot \frac{{dV}_{INTAKE} (θ)}{dθ}) + Average (\frac{180}{π} \cdot P_{ATMOSPHERIC} (θ) \cdot \frac{{dV}_{EXHAUST} (θ)}{dθ}) - - - (11)

在等式(8)的右侧，T_{gas_INTAKE}(k)表示一个转矩，该转矩对应于在转矩计算区间内的进气冲程中产生的正的转矩量；T_{gas_INTAKE}(k)还是对应于图15B中面积S₂的正的做功量。T_{gas_EXHAUST}(k)表示一个转矩，该转矩对应于在转矩计算区间内的排气冲程中产生的负的转矩量，T_{gas_EXHAUST}(k)还是对应于图15B中面积S₁+S₂的负的做功量。

在等式(9)中，T_{gas_INTAKE}(k)和T_{gas_EXHAUST}(k)分别直接由进气冲程中的汽缸内压力的瞬时值P_INTAKE(θ)和排气冲程中的汽缸内压力的瞬时值P_EXHAUST(θ)计算出来。如果可以通过位于每个汽缸中的汽缸内压力传感器或者类似的设备精确地获得P_INTAKE(θ)和P_EXHAUST(θ)，那么可以通过使用等式(9)来确定转矩T_ipl(k)，这正是所希望的。正如在等式(9)中所表示的，T_{gas_INTAKE}(k)是由180/π、进气冲程中汽缸内压力的瞬时值P_INTAKE(θ)、以及进气冲程中汽缸容量的变化量dV(θ)/dθ的乘积的平均值计算出来的，亦即，Average((180/π)×P_INTAKE(θ)×(dV_INTAKE(θ)/dθ))。T_{gas_EXHAUST}(k)是由180/π、排气冲程中汽缸内压力的瞬时值P_EXHAUST(θ)、以及排气冲程中汽缸容量的变化量dV(θ)/dθ的乘积的平均值计算出来的，亦即，Average((180/π)×P_EXHAUST(θ)×(dV_EXHAUST(θ)/dθ))。

在等式(9)中，P_INTAKE(θ)×(dV_INTAKE(θ)/dθ)是一个值，这个值对应于在进气冲程中曲柄角度为θ的时间点所产生的汽缸内转矩；并且在图16B中，P_INTAKE(θ)×(dV_INTAKE(θ)/dθ)相当于经历进气冲程的汽缸#4在曲柄角度为θ的时间点所产生汽缸内转矩。因此，Average((180/π)×P_INTAKE(θ)×(dV_INTAKE(θ)/dθ))对应于对进气冲程中汽缸内转矩的变化值进行平均而获得的值，并且在图16B中，对应于对汽缸#4的进气冲程中汽缸内转矩的变化值进行平均而获得的值。在前面的等式中，180/π是为了单位统一而乘的因子。同样，P_EXHAUST(θ)×(dV_EXHAUST(θ)/dθ)是一个值，这个值对应于在排气冲程中曲柄角度为θ的时间点所产生的汽缸内转矩；并且在图16中，P_EXHAUST(θ)×(dV_EXHAUST(θ)/dθ)相当于经历排气冲程的汽缸#2在曲柄角度为θ的时间点所产生汽缸内转矩。因此，Average((180/π)×P_EXHAUST(θ)×(dV_EXHAUST(θ)/dθ))对应于对排气冲程中汽缸内转矩的变化值进行平均而获得的值，并且在图16B中，对应于对汽缸#2的排气冲程中汽缸内转矩的变化值进行平均而获得的值。

因此，通过分别由进气冲程中的汽缸内压力的瞬时值P_INTAKE(θ)和排气冲程中的汽缸内压力的瞬时值P_EXHAUST(θ)来计算T_{gas_INTAKE}(k)和T_{gas_EXHAUST}(k)，就可能在汽缸内所产生的转矩的基础上精确地计算对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)。

在等式(10)中，T_ipl(k)使用进气管压力的瞬时值Pm’(θ)来代替等式(9)中的P_INTAKE(θ)，使用背压的瞬时值P_BACK’(θ)来代替等式(9)中的P_EXHAUST(θ)。进气管压力的瞬时值Pm’(θ)是通过进气压力传感器29获得的，而背压的瞬时值P_BACK’(θ)是通过排气压力传感器31获得的。按照等式(10)，无需提供汽缸内压力传感器，可以在Pm’(θ)和P_BACK’(θ)的基础上计算转矩T_ipl(k)。

在等式(11)中，使用大气压力P_ATMOSPHERIC(θ)代替等式(10)中的背压的瞬时值P_BACK’(θ)来计算T_ipl(k)。因此，按照等式(11)，有可能在P_ATMOSPHERIC(θ)的基础上计算T_ipl(k)，而无需确定背压的瞬时值P_BACK’(θ)。

对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)也可以由存储在ECU40中的图表而获得。在一个例子中，一张图表预先存储在ECU40中，在该图表中定义了对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)、区间平均发动机转速和在转矩计算区间内的平均进气管压力之间的关系，从这张图表中可以得到转矩T_ipl(k)。

使用上面所描述的方法计算出对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)后，使用T_ipl(k)可以计算实际摩擦转矩T_fw。特别是，如果计算实际摩擦转矩T_fw时按照实施例1考虑了泵气损失，对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)被加到了等式(3)左侧的W_e上。这样，由对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)引起的相对于提供给起动器48的电能平均值W_e的减少量可以被计算在内，这样就可以提高等式(3)右侧的实际摩擦转矩T_fw的计算精度。如果计算实际摩擦转矩时在第二或者第三种方法中考虑了泵气损失量，对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)被加在等式(5)的左侧。因此，就有可能在等式(5)的右侧计算实际摩擦转矩T_ipl(k)，同时将对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)考虑在内。这里应当注意加在等式(3)或(5)中的T_ipl(k)是一个对应于图15B中所表示的面积S₁的一个负值。

以下将参照图17所示的流程图描述第四中方法的程序过程。图17的流程图图示了一个程序，在这个程序中，在校正第二种方法中的摩擦转矩时考虑了泵气损失量。

首先在步骤S40中，确定目前在发动机停止的时刻是否是计算摩擦转矩的时间。特别是，确定当前时间是否在点火开关46从闭合状态到断开状态的改变之后和最后一次燃油燃爆之后。如果在发动机停止时是计算摩擦转矩的时刻，程序进入步骤S41。相反，如果目前不是计算摩擦转矩的时刻，程序结束。

在步骤S41中，确定目前的曲柄角度位置是否与计算损失转矩T_ac的时限一致。特别是，确定目前曲柄角度是处于曲柄角度等于或者大于TDC+10°的状态，还是处于曲柄角度等于或者大于BDC+10°的状态。如果目前曲柄角度与转矩计算时限一致，程序进入步骤S42。如果目前曲柄角度与转矩计算时限不一致，程序结束。

在步骤S42中，获得了计算转矩所需的参数。特别是，所获得的参数包括发动机转速(Ne(k))、冷却液温度(thw(k))、角速度(ω₀(k)，ω₀(k+1))、时限(Δt)，等等。

随后在步骤S43中，通过图4中的所示的图表推定摩擦转矩T_ipl(k)。在这种情况下，通过使用在步骤S42中获得的发动机转速(Ne(k))和冷却液温度(thw(k))由图4中的图表来确定摩擦转矩T_ipl(k)。

随后在步骤S44中，计算因角加速度导致的动态损失转矩T_ac(k)。在这种情况下，在TDC-BDC区间内的动态损失转矩的平均值T_ac(k)通过计算T_ac(k)＝J×((ω₀(k+1)-ω₀(k))/Δt)而确定。

随后在步骤S45中，计算泵气损失。在这个步骤中，使用等式(6)来计算对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)。随后在步骤S46中，通过从对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)中减去损失转矩T_ac(k)来确定实际摩擦转矩T_fw(k)。如果在计算实际摩擦转矩T_ac(k)的同时在实施例2中考虑对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)，T_ipl(k)被加到等式(5)的左侧，这样实际摩擦转矩T_fw(k)作为损失转矩T_ac(k)和对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)之间的差值被计算出来。

随后在步骤S47中，对图4中的图表的摩擦转矩T_f进行校正。特别是，将步骤S46中确定的实际摩擦转矩T_fw(k)与在步骤S43中确定的摩擦转矩T_f(k)进行比较。如果在两个摩擦转矩之间存在差值，通过使用在步骤S46中确定的实际摩擦转矩T_fw(k)对图4中所示的图表进行校正。在步骤S47中对摩擦转矩T_f的校正完成后，程序结束。

尽管在图17的流程图中所示的程序中，考虑在泵气损失之内的对摩擦转矩的校正已经在第二种方法中得到采用，考虑在泵气损失之内的对摩擦转矩的校正可能也会在上面所提到的第一和第三种方法中采用。

按照第四种方法，在计算实际摩擦转矩T_fw(k)时考虑了对应于泵气损失量的转矩T_ipl(k)，这样就可以以很高的精度来校正图4中所示的图表的摩擦特性。因此，有可能以很高的精度计算摩擦特性，例如所表示的转矩，或者类似值。

下面将描述校正摩擦转矩T_f的第五种方法。在实施例5中，进气量受到控制，以便使泵气损失最小化。

正如结合第四种方法所提到的，在某些情况下进气通道12中的泵气损失影响着实际摩擦转矩T_fw(k)的计算精度。在第五种方法中，如果象第二种方法那样在发动机停止时确定实际摩擦转矩T_fw(k)，节流阀22完全打开以便使泵气损失的出现最小化。

结合图18中的流程图将对第五种方法的程序运行过程进行描述。首先在步骤S51中，确定目前在发动机停止的时刻是否是计算摩擦转矩的时刻。特别是，确定现在时刻是否在点火开关46从闭合状态到断开状态的改变之后和最后一次燃油燃爆之后。如果目前计算摩擦转矩的时刻是在发动机停止时，程序进入步骤S52。相反，如果目前不是计算摩擦转矩的时刻，程序结束。

在步骤S52中，根据ECU40发出的指令，节流阀22完全打开。随后在步骤S53中，确定目前是否是计算损失转矩的时限。步骤S53的运行完全与图13中的步骤S21的运行相同。如果在步骤S53中确定目前是转矩计算的时限，程序进入步骤S54，在这个步骤中执行摩擦校正逻辑。在步骤S54中的摩擦校正逻辑执行完毕后，程序结束。

按照图18所示的程序，如果确定目前是在发动机停止时计算摩擦转矩的时刻，节流阀22完全打开。因此，可以控制进入汽缸的空气量。所以，有可能将进气通道12中的泵气损失降低到最低。进一步，按照图18所示的程序，在计算实际摩擦转矩T_fw时，可以通过执行摩擦校正逻辑，同时象在第二中方法中一样节流阀保持完全打开，使泵气损失对精度的影响最小化。

因此，图表的摩擦特性可以以高精度得到校正。因此，有可能以高精度计算特性值，例如所表示的转矩或者类似值。

尽管在第五种方法在发动机完全停止时通过节流阀22的完全打开可以控制进入的空气量，也可以通过其它方法，例如控制进气阀的升高的方法或者类似方法，来控制进气量。

在实施例5中的进气量的控制也可能应用于在第一和第三种方法中的摩擦转矩校正。进一步，在实施例5中的进气量的控制可能和按照第四种方法将摩擦转矩校正计算在泵气损失之内一起使用。

本发明提供了一种燃烧状态推定装置，用来推定内燃机(10)的燃烧状态。该装置包括角加速度计算工具，用于计算曲柄的角加速度(dω/dt)；和燃烧状态推定工具，用于在一个曲柄角区间(TDC-BDC)内的曲柄角加速度(dω/dt)的基础上推定内燃机(10)的燃烧状态，在这个角区间内由内燃机的往复惯性质量引起的惯性转矩的平均值实际上为零。因此，燃烧状态推定装置排除了由往复惯性质量引起的惯性力矩对角加速度的影响，从而能够在角加速度(dω/dt)的基础上精确地推定燃烧状态。

Claims

1.一种燃烧状态推定装置，用于推定内燃机(10)中的燃烧状态，其特征在于包括：

角加速度计算工具，用于计算曲柄角加速度(dω/dt)；和

燃烧状态推定工具，用于基于一个曲柄角区间内的该曲柄角加速度(dω/dt)推定该内燃机(10)的燃烧状态，其中在该曲柄角区间内由该内燃机(10)的往复惯性质量引起的惯性转矩(T_inertia)的平均值基本上为零。

2.如权利要求1所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括平均角加速度计算工具，用来计算该区间内曲柄角加速度(dω/dt)的平均值，

其中，燃烧状态推定工具基于曲柄角加速度平均值推定内燃机(10)中的燃烧状态。

3.如权利要求2所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括角速度检测工具，用来检测该区间两端处的曲柄角速度(ω)，

其中，平均角加速度计算工具根据曲轴(36)在该区间内的转动持续时间和在该区间两端处检测到的曲柄角速度(ω)来计算曲柄角加速度(dω/dt)的平均值。

4.如权利要求1所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括损失转矩计算工具，用于基于驱动部分的惯性矩(J)和该区间内的曲柄角加速度(dω/dt)确定曲柄角加速度(dω/dt)导致的动态损失转矩(T_ac)，

其中，燃烧状态推定工具基于动态损失转矩(T_ac)推定内燃机(10)中的燃烧状态。

5.如权利要求4所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括平均损失转矩计算工具，用来确定该区间内的动态损失转矩(T_ac)的平均值，

其中，燃烧状态推定工具基于动态损失转矩(T_ac)的平均值推定内燃机(10)中的燃烧状态。

6.如权利要求5所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括：

摩擦转矩计算工具，用来确定该区间内的驱动部分的摩擦转矩(T_f)；以及

平均摩擦转矩计算工具，用来确定该区间内摩擦转矩(T_f)的平均值，

其中，燃烧状态推定工具基于动态损失转矩(T_ac)的平均值和摩擦转矩(T_f)的平均值推定内燃机(10)中的燃烧状态。

7.如权利要求6所述的燃烧状态推定装置，其特征在于，平均摩擦转矩计算工具基于该区间内内燃机(10)的转速(Ne)的平均值和该区间内冷却液温度(thw)的平均值确定摩擦转矩(T_f)的平均值。

8.如权利要求6所述的燃烧状态推定装置，其特征在于：

当由燃烧引起的转矩形成停止时，角加速度计算工具计算曲柄角加速度(dω/dt)；

损失转矩计算工具基于该曲柄角加速度(dω/dt)和内燃机中的惯性矩(J)确定动态损失转矩(T_ac)；以及

摩擦转矩计算工具存储标准摩擦转矩特性，该特性确定了发动机转速与冷却液温度和内燃机中摩擦转矩(T_f)之间的关系，并且基于动态损失转矩(T_ac)确定内燃机(10)中产生的实际摩擦转矩(T_fw)，并基于实际摩擦转矩(T_fw)和标准摩擦转矩特性获得校正摩擦转矩。

9.如权利要求8所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括供给能量计算工具，用来确定所提供的能量(W_e)，该能量提供给起动器(48)以起动内燃机(10)，

其中角加速度计算工具确定从内燃机起动开始到第一次燃料爆发的期间内的曲柄角加速度(dω/dt)，摩擦转矩计算工具基于损失转矩(T_ac)和所提供的能量(W_e)确定实际摩擦转矩(T_fw)。

10.如权利要求8所述的燃烧状态推定装置，其特征在于：角加速度计算工具确定开始于用来改变内燃机的运行/停止状态的点火开关(46)从运行状态变为停止状态后、结束于内燃机(10)停止时的一个期间内的曲柄角加速度(dω/dt)。

11.如权利要求10所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括进入空气量控制工具，用于控制进入的空气量，

其中进入空气量控制工具控制进入的空气量，使得当点火开关(46)从运行状态变为停止状态后，增加进入的空气量。

12.如权利要求8所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括燃烧转矩产生停止工具，用来通过在内燃机运行期间的任意时刻停止燃油喷射或燃油点火来停止燃烧导致的转矩的产生，

其中在燃烧导致的转矩产生停止时，角加速度计算工具确定曲柄角加速度(dω/dt)。

13.如权利要求8到12中任一个所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括角速度检测工具，用来检测曲柄角速度(ω)，

其中，角加速度计算工具根据在一个预定区间内曲轴(36)的转动持续时间和在该预定区间的两端检测到的曲柄角速度(ω)计算曲柄角加速度(dω/dt)。

14.如权利要求13所述的燃烧状态推定装置，其特征在于，该预定区间是一个两端为上止点(TDC)和下止点(BDC)的区间。

15.如权利要求8到12中任一个所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括：

进气压力获取工具，用来获得内燃机(10)中的进气压力；以及

泵气损失获取工具，用来基于进气压力获得进气通道中的泵气损失(T_ipl)，

其中摩擦转矩计算工具基于泵气损失(T_ipl)计算实际摩擦转矩(T_fw)。

16.如权利要求5所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括平均角加速度计算工具，用来计算该区间内的曲柄角加速度(dω/dt)的平均值，

其中平均损失转矩计算工具基于曲柄角加速度(dω/dt)的平均值和驱动部分的惯性矩(J)确定损失转矩(T_ac)的平均值。

17.如权利要求16所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括角速度检测工具，用来检测该区间两端处的曲柄角速度(ω)，其中，平均角加速度计算工具根据曲轴(36)在该区间内的转动持续时间和在该区间两端处检测到的曲柄角速度(ω)计算曲柄角加速度(dω/dt)的平均值。

18.如权利要求4所述的燃烧状态推定装置，其特征在于进一步包括摩擦转矩计算工具，用来确定该区间内驱动部分的摩擦转矩(T_f)，

其中燃烧状态推定工具基于摩擦转矩(T_f)和动态损失转矩(T_ac)推定内燃机中的燃烧状态。

19.如权利要求6所述的燃烧状态推定装置，其特征在于，摩擦转矩(T_f)包括附件的摩擦转矩。