FR2999712A1

FR2999712A1 - Method for determining mass of air sucked by cylinder for controlling e.g. indirect injection petrol engine, involves determining opening and closing angles of valve, and determining mass of sucked air based on filling model and angles

Info

Publication number: FR2999712A1
Application number: FR1203421A
Authority: FR
Inventors: Thomas Leroy; Jonathan Chauvin
Original assignee: IFP Energies Nouvelles IFPEN; Valeo Finance SAS
Current assignee: IFP Energies Nouvelles IFPEN; Valeo Finance SAS
Priority date: 2012-12-14
Filing date: 2012-12-14
Publication date: 2014-06-20
Anticipated expiration: 2032-12-14
Also published as: FR2999712B1

Abstract

The method involves building a filling model of a cylinder (1) of an internal combustion engine, where the filling model connects a mass of sucked air to an opening angle (thetaivo) and a closing angle (thetaivc) of an inlet valve (2) of the cylinder. The opening and closing angles of the inlet valve are determined by an actuator that is indirectly operated by a cam (3). The mass of the sucked air is determined based on the filling model and the opening and closing angles of the inlet valve. Calibration parameters are provided by linear regression of experimental measures. The actuator is designed as an electromagnetic, pneumatic or hydraulic actuator. An independent claim is also included for a method for controlling an internal combustion engine.

Description

La présente invention concerne le domaine du contrôle des moteurs thermiques, en particulier des moteurs thermiques équipés d'actionneurs non directement actionné par une came pour l'entraînement des soupapes d'admission. L'industrie automobile doit faire face à une réglementation anti-pollution toujours plus sévère (EURO V et VI) tout en assurant une réduction des émissions de CO2 conforme aux engagements pris par l'Association des Constructeurs Européens d'Automobiles (ACEA), soit une moyenne de 130 g/km par constructeur à échéance 2012/15. Par comparaison au moteur diesel, le moteur à allumage commandé souffre d'un handicap sérieux sur le plan de la consommation en carburant et donc des émissions de CO2. Cependant, ce moteur présente des atouts indéniables en termes de dépollution du fait des performances de la catalyse 3-voies. Il est donc de première importance de dégager les pistes conduisant à une réduction des émissions de CO2 du moteur à allumage commandé. Un des objectifs de l'industrie automobile est donc de concevoir un moteur à essence dont les émissions de CO2 sont équivalentes à celles d'un moteur diesel.The present invention relates to the field of control of heat engines, in particular heat engines equipped with actuators not directly actuated by a cam for driving the intake valves. The automotive industry is facing increasingly stringent anti-pollution regulations (EURO V and VI) while ensuring a reduction in CO2 emissions in line with the commitments made by the Association of European Automakers (ACEA), or an average of 130 g / km per manufacturer due 2012/15. Compared to the diesel engine, the spark ignition engine suffers from a serious handicap in terms of fuel consumption and therefore CO2 emissions. However, this engine has undeniable advantages in terms of depollution due to the performance of 3-way catalysis. It is therefore of primary importance to identify the paths leading to a reduction in CO2 emissions from the spark ignition engine. One of the objectives of the automotive industry is to design a gasoline engine with CO2 emissions equivalent to those of a diesel engine.

Pour atteindre cet objectif, une architecture d'un moteur à essence suralimenté (injection indirecte), équipé d'un système d'actionneurs non directement actionné par une came pour commander les soupapes d'admission a été développé. Ces actionneurs peuvent être par exemple du type électromagnétiques, pneumatiques ou hydrauliques Ce type d'actionneur non directement actionné par une came est dit "sans came", ou "Camless" en anglais. Pour ce moteur, une désactivation de cylindre, facilitée par la présence de l'actionneur "Camless", est également permise. Le schéma d'un moteur équipé d'un tel actionneur est donné sur la figure 1. Cette figure représente un cylindre (1) équipé d'une soupape d'admission (2) et d'une soupape d'échappement (5). Selon cet exemple, la soupape d'admission est entraînée par un actionneur "Camless" électromagnétique (3) et la soupape d'échappement (5) par une came (6). Par conséquent, pour ce moteur, quatre actionneurs composent la boucle d'air : le papillon (4), la soupape de décharge (7) (en anglais wastegate), l'actionneur "Camless" (3) et la désactivation de soupape échappement (5) sur 2 des 4 cylindres (cette dernière n'est pas représentée sur la figure). L'actionneur électromagnétique (3) permet la modification des instants d'ouverture et de fermeture de la soupape admission (2). Par ailleurs, sur cette figure, on a représenté un turbocompresseur (8) et un refroidisseur à air suralimenté (9), ces dispositifs n'ont pas de lien avec l'actionneur "Camless" utilisé. La figure 2 présente une loi de levée (fixe) des soupapes échappement ) ainsi que les lois de levée des soupapes admission (Cman) avec variation de l'étalement et du phasage en fonction de l'angle de vilebrequin (0). Le dispositif "Camless" permet de modifier la loi de levée des soupapes admission, telle que montré sur la figure 2. Cette modification de la loi de levée des soupapes d'admission permet de réduire les pertes par pompage du moteur en permettant un fonctionnement en cycle de Miller et ainsi de réduire la consommation. Cette technologie "Camless" apporte donc des avantages au niveau de la consommation et des émissions. Étant donné la modification du type d'actionneur utilisé et la modification résultante des lois de levée de la soupape d'admission, on ne peut pas déterminer de manière précise, représentative et efficace la masse d'air aspiré par le cylindre avec les méthodes actuellement utilisées. La détermination précise de la masse d'air aspiré permet de réaliser un contrôle optimal du moteur. Pour résoudre ce problème, l'invention concerne un procédé de détermination de la masse d'air aspiré par un cylindre pour un moteur thermique équipé avec un actionneur non directement actionné par une came pour au moins une soupape d'admission. Le procédé repose sur la construction d'un modèle de remplissage prenant en compte les angles d'ouverture et de fermeture de la soupape d'admission pour prendre en compte les particularités de l'actionneur non directement actionné par une came.To achieve this objective, an architecture of a supercharged gasoline engine (indirect injection), equipped with an actuator system not directly actuated by a cam to control the intake valves has been developed. These actuators may be for example of the electromagnetic, pneumatic or hydraulic type This type of actuator not directly actuated by a cam is called "camless", or "Camless" in English. For this engine, cylinder deactivation, facilitated by the presence of the "Camless" actuator, is also permitted. The diagram of an engine equipped with such an actuator is given in FIG. 1. This figure shows a cylinder (1) equipped with an intake valve (2) and an exhaust valve (5). According to this example, the intake valve is driven by an electromagnetic "Camless" actuator (3) and the exhaust valve (5) by a cam (6). Therefore, for this motor, four actuators compose the air loop: the throttle (4), the wastegate (7), the "Camless" actuator (3) and the exhaust valve deactivation (5) on 2 of the 4 cylinders (the latter is not shown in the figure). The electromagnetic actuator (3) allows the changing of the opening and closing times of the inlet valve (2). Furthermore, in this figure, there is shown a turbocharger (8) and a supercharged air cooler (9), these devices have no connection with the actuator "Camless" used. Figure 2 shows a lift law (fixed) of the exhaust valves) as well as the intake valve lift laws (Cman) with variation of the spreading and phasing as a function of the crankshaft angle (0). The "Camless" device makes it possible to modify the intake valve lift law, as shown in FIG. 2. This modification of the intake valve lift law makes it possible to reduce the pumped losses of the engine by enabling a functioning Miller cycle and thus reduce consumption. This "Camless" technology therefore brings benefits in terms of consumption and emissions. Given the modification of the type of actuator used and the resulting modification of the intake valve lift laws, the mass of air drawn by the cylinder can not be accurately, representative and effectively determined with the methods currently used. used. The precise determination of the intake air mass allows optimal control of the motor. To solve this problem, the invention relates to a method for determining the mass of air drawn by a cylinder for a heat engine equipped with an actuator not directly actuated by a cam for at least one intake valve. The method is based on the construction of a filling model taking into account the opening and closing angles of the intake valve to take into account the features of the actuator not directly actuated by a cam.

Le procédé selon l'invention L'invention concerne un procédé de détermination de la masse d'air aspiré masp dans au moins un cylindre d'un moteur thermique, ledit cylindre étant équipé d'au moins une soupape d'admission entraînée par un actionneur non directement actionné par une came.The method of the invention The invention relates to a method for determining the mass of air drawn in masp in at least one cylinder of a heat engine, said cylinder being equipped with at least one intake valve driven by an actuator not directly actuated by a cam.

Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes : a) on construit un modèle de remplissage dudit cylindre, ledit modèle reliant ladite masse d'air aspiré masp à l'angle d'ouverture O de ladite soupape d'admission et à l'angle de fermeture de ladite soupape d'admission ; b) on détermine lesdits angles d'ouverture 61,w, et de fermeture O de ladite soupape d'admission au moyen dudit actionneur non directement actionné par une came ; et c) on détermine ladite masse d'air aspiré masp au moyen dudit modèle de remplissage et desdits angles d'ouverture OhO et de fermeture Oi' de ladite soupape d'admission. Selon l'invention, on construit ledit modèle de remplissage qui relie ladite masse d'air aspiré masp à l'angle d'ouverture OR,o de ladite soupape d'admission, l'angle de fermeture O de ladite soupape d'admission au moyen dudit régime Ne dudit moteur, de ladite pression d'admission P',,e, et de ladite température d'admission T',,e,. Selon un premier mode de réalisation de l'invention, on construit ledit modèle de remplissage au moyen d'une relation du type p = a1 (N e 5 man e 1(6 e i') a2 (N ,Pman)OF , t to) avec R la constante des Pman as R - Tman Y N e gaz parfaits, 1/cy1(0) le volume du cylindre pour un angle de vilebrequin O, OF le facteur de croisement et a1,a2 des paramètres de calibration. Selon un deuxième mode de réalisation de l'invention, on construit ledit modèle de 5 remplissage au moyen d'une relation du type Ne 0 V 0,1(0 ,' fve(N e» cr2(N e Pman) 0F(,0) e avec R la constante des gaz parfaits, r'1 (o) le volume du cylindre (1) pour un angle de vilebrequin O, OF le facteur de croisement, Sive (Ne) un terme additif fonction du régime moteur Ne pour la prise en compte de phénomènes physiques et ot1,a2 des paramètres de calibration. 10 Avantageusement, lesdits paramètres de calibration a1,cx2 et/ou ledit terme additif givc Ove) sont déterminés au moyen de mesures expérimentales. De préférence, lesdits paramètres de calibration ot1,a2 sont déterminés au moyen d'une régression linéaire à partir desdites mesures expérimentales. Préférentiellement, ledit terme additif ivc(N e) est déterminé au moyen d'une 15 optimisation non-linéaire à partir desdites mesures expérimentales. De manière avantageuse, ledit volume du cylindre est défini par une relation du type : 1 Vol (0) = Vmm + - Vinin - (e -1) - (Rb. +1 - cos(0) - NtRb.2 - sin 2 (9) ) avec 0 l'angle du 2 vilebrequin, T/min le volume mort, Rbm le rapport bielle sur manivelle et e le taux de compression. 20 En outre, ladite pression P','', et ladite température T men d'admission peuvent être déterminées au moyen de capteurs placés dans le collecteur d'admission. L'invention concerne également un procédé de contrôle d'un moteur thermique comprenant au moins un cylindre équipé d'au moins une soupape d'admission entraînée par 25 un actionneur non directement actionné par une came et d'au moins une soupape d'échappement entraînée par une came, le circuit d'admission d'air comprenant une vanne papillon et le circuit d'échappement comprenant une soupape de décharge. Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes : a) on détermine la masse d'air aspiré mas?, dans ledit cylindre au moyen du procédé tel Pman m asp = a i(N P man)R Tman 30 que décrit ci-dessus ; et b) on contrôle ledit actionneur non directement actionné par une cameet/ou ladite came et/ou ladite vanne papillon et/ou ladite soupape de décharge en fonction de ladite masse d'air aspiré masp déterminée.For this process, the following steps are carried out: a) a filling model of said cylinder is constructed, said model connecting said mass of air sucked masp to the opening angle O of said intake valve and to the angle closing said intake valve; b) determining said opening, 61, w, and closing angles O of said intake valve by means of said actuator not directly actuated by a cam; and c) said mass of aspirated air masp is determined by means of said filling pattern and said OhO opening and closing angles Oi 'of said intake valve. According to the invention, said filling model is constructed which connects said suction mass masp to the opening angle OR, o of said intake valve, the closing angle O of said intake valve to means of said regime Ne said engine, said intake pressure P ',, e, and said intake temperature T' ,, e. According to a first embodiment of the invention, said filling model is constructed by means of a relation of the type p = a1 (N e 5 man e 1 (6 e i ') a2 (N, Pman) OF, t to) with R the constant of the perfect gas, 1 / cy1 (0) the volume of the cylinder for a crankshaft angle O, OF the crossover factor and a1, a2 of the calibration parameters. According to a second embodiment of the invention, said filling model is constructed by means of a relationship of the type Ne 0 V 0.1 (0, fve (N e "cr 2 (N e Pman) 0F (, 0) e with R the perfect gas constant, r'1 (o) the cylinder volume (1) for a crankshaft angle O, OF the crossover factor, Sive (Ne) an additive term according to the engine speed Not for the taking into account of physical phenomena and ot1, a2 of the calibration parameters Advantageously, said calibration parameters a1, cx2 and / or said additive term givc Ove) are determined by means of experimental measurements, preferably said calibration parameters. α1, a2 are determined by linear regression from said experimental measurements Preferably, said additive term ivc (N e) is determined by means of a non-linear optimization from said experimental measurements. said cylinder volume is defined by a type relation: 1 Vol (0) = Vmm + - Vinin - (e -1) - (Rb. +1 - cos (0) - NtRb.2 - sin 2 (9)) with 0 the angle of the 2 crankshaft, T / min the dead volume, Rbm the ratio crank on crank and e the compression ratio. In addition, said pressure P '' '' 'and said intake temperature T men can be determined by means of sensors placed in the intake manifold. The invention also relates to a method of controlling a heat engine comprising at least one cylinder equipped with at least one intake valve driven by an actuator not directly actuated by a cam and at least one exhaust valve. driven by a cam, the air intake circuit comprising a butterfly valve and the exhaust system comprising a relief valve. For this process, the following steps are carried out: a) the mass of air drawn in this cylinder is determined by means of the method as described above; and b) controlling said actuator not directly actuated by a cam / and / or said cam and / or said butterfly valve and / or said discharge valve as a function of said mass of aspired air masp determined.

Présentation succincte des figures D'autres caractéristiques et avantages du procédé selon l'invention, apparaîtront à la lecture de la description ci-après d'exemples non limitatifs de réalisations, en se référant aux figures annexées et décrites ci-après. La figure 1, déjà décrite, illustre un moteur équipé d'un actionneur électromagnétique entraînant une soupape d'admission. La figure 2, déjà décrite, représente les lois de levée des soupapes d'admission et d'échappement pour le moteur illustré en figure 1. La figure 3a) illustre l'impact du régime sur le temps d'ouverture de la soupape d'admission. La figure 3b) illustre l'impact du moment d'ouverture de la soupape d'admission et du régime sur le facteur de croisement utilisé dans le modèle de remplissage selon l'invention. La figure 4 représente le rendement volumétrique 77 en fonction de l'angle de fermeture 0 de la soupape d'admission pour différents régimes du moteur : 1500, 2000, 2500, 3000, 3500, 4000 et 4500 tr/min.BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS Other characteristics and advantages of the method according to the invention will appear on reading the following description of nonlimiting examples of embodiments, with reference to the appended figures and described below. Figure 1, already described, illustrates a motor equipped with an electromagnetic actuator driving an intake valve. Figure 2, already described, shows the intake and exhaust valve lift laws for the engine illustrated in Figure 1. Figure 3a) illustrates the impact of the engine speed on the valve opening time. admission. FIG. 3b) illustrates the impact of the opening moment of the intake valve and the speed on the crossover factor used in the filling model according to the invention. FIG. 4 shows the volumetric efficiency 77 as a function of the closing angle θ of the intake valve for different engine speeds: 1500, 2000, 2500, 3000, 3500, 4000 and 4500 rpm.

La figure 5 représente le rendement volumétrique i01 en fonction de l'angle de fermeture 0 de la soupape d'admission pour un cylindre équipé d'une seule soupape d'admission (1s) et pour un cylindre équipé de deux soupapes d'admission (2s). Les figures 6a) à 6c) illustre les valeurs prises par les paramètres de calibration et le terme additif 5 du modèle de remplissage selon l'invention pour un exemple de réalisation d'un moteur équipé de quatre cylindres et d'une soupape d'admission par cylindre. Les figures 7 représentent une comparaison du modèle de remplissage selon l'invention à des données de référence pour un exemple de réalisation pour un moteur 4 cylindres, une soupape.FIG. 5 represents the volumetric efficiency i01 as a function of the closing angle 0 of the intake valve for a cylinder equipped with a single intake valve (1s) and for a cylinder equipped with two intake valves ( 2s). FIGS. 6a) to 6c) illustrate the values taken by the calibration parameters and the additive term 5 of the filling model according to the invention for an exemplary embodiment of an engine equipped with four cylinders and an intake valve per cylinder. FIG. 7 represents a comparison of the filling model according to the invention with reference data for an exemplary embodiment for a 4-cylinder engine, a valve.

Les figures 8 sont des extraits des figures 7 limités à un régime moteur de 2000 tr/min. La figure 9 est un histogramme représentant la distribution de l'erreur pour l'exemple de réalisation de la figure 7.Figures 8 are extracts of Figures 7 limited to an engine speed of 2000 rpm. FIG. 9 is a histogram representing the distribution of the error for the embodiment of FIG. 7.

Les figures 10 à 12 correspondent aux figures 7 à 9 pour un deuxième exemple de réalisation d'un moteur équipé de quatre cylindres et de deux soupapes d'admission par cylindre. Les figures 13 représentent le régime du moteur, la pression d'admission et les angles d'ouverture et de fermeture des soupapes d'admission à pleine charge pour le deuxième exemple de réalisation. La figure 14 représente la loi de levée des soupapes d'admission et d'échappement. Les figures 15 illustrent une comparaison du modèle de remplissage selon l'invention et des données de référence sur les points de pleine charge.Figures 10 to 12 correspond to Figures 7 to 9 for a second embodiment of an engine equipped with four cylinders and two intake valves per cylinder. FIG. 13 shows the engine speed, the inlet pressure and the opening and closing angles of the full load intake valves for the second exemplary embodiment. Figure 14 shows the law of lift of the intake and exhaust valves. FIGS. 15 illustrate a comparison of the filling model according to the invention and reference data on the points of full load.

Description détaillée de l'invention L'invention concerne un procédé de détermination de la masse d'air aspiré par un cylindre comportant au moins une soupape d'admission entraînée par un non directement actionné par une came (actionneur "Camless"). Il peut s'agir d'un moteur tel qu'illustré en figure 1, pour lequel l'actionneur "Camless" est un actionneur électromagnétique. Toutefois d'autres types d'actionneurs, tels que les actionneurs hydrauliques. Le procédé se base sur la construction d'un modèle de remplissage du cylindre et sur la détermination des angles d'ouverture et de fermeture de la soupape d'admission. On appelle modèle de remplissage du cylindre un modèle illustrant les phénomènes physiques mis en jeu lors du remplissage en air du cylindre. Ce modèle permet donc d'estimer la masse d'air entrant dans le cylindre. Ce modèle dépend notamment de l'ouverture et la fermeture des soupapes d'admission et d'échappement. Il peut dépendre également des pressions et des températures à l'admission et à l'échappement, et du régime du moteur.DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The invention relates to a method for determining the mass of air sucked by a cylinder comprising at least one intake valve driven by a non-directly actuated by a cam ("Camless" actuator). It may be a motor as illustrated in FIG. 1, for which the "Camless" actuator is an electromagnetic actuator. However other types of actuators, such as hydraulic actuators. The process is based on the construction of a cylinder filling model and the determination of the opening and closing angles of the intake valve. A cylinder filling model is a model illustrating the physical phenomena involved in filling the cylinder with air. This model therefore makes it possible to estimate the mass of air entering the cylinder. This model depends in particular on the opening and closing of the intake and exhaust valves. It may also depend on the pressures and temperatures at the intake and exhaust, and the engine speed.

Notations Au cours de la description, les notations suivantes sont utilisées : - Pmam : pression à l'admission du cylindre (en Pa). Tel que représenté en figure 1, cette pression peut être mesurée au moyen d'un capteur de pression placé dans le collecteur d'admission. - Tmam : température à l'admission du cylindre (en K). Tel que représenté en figure 1, cette température peut être mesurée au moyen d'un capteur de température placé dans le collecteur d'admission. - Masp masse d'air aspiré (en kg). - Ne : régime du moteur (en tr/min). - Pexh : pression échappement (en Pa). -Texh : température échappement (en K). - R : constante des gaz parfaits (en J/kg/K), qui est la même pour tous les gaz concernés ici (air et gaz d'échappement), et qui vaut 288 J/kg/K. - Vol (9) : volume cylindre (1) à l'angle 0 (en m3). - 17nmi : le volume mort (en m3), il s'agit du volume dans le cylindre quand le piston est au point mort haut. - Rbm : le rapport bielle sur manivelle. - e : le taux de compression. - Oivo : angle d'ouverture de la soupape admission (en °). Cet angle est déterminé en fonction de l'actionneur non directement actionné par une came (3). - Oh : angle de fermeture de la soupape admission (en °). Cet angle est déterminé en fonction de l'actionneur non directement actionné par une came (3). - 0 : angle de fermeture de la soupape échappement (5) (en °). Cet angle evc dépend de la came (6) d'actionnement de la soupape d'échappement (5). - Y() : débit d'air passant à travers la soupape d'admission et échappement durant la période de croisement (ou overlap en anglais), c'est à dire quand elles sont ouvertes en même temps (en kg/s). Le débit peut être positif ou négatif (dépend de la différence de pression admission/échappement). - OF(.) : facteur de croisement (en m2.°). Il représente l'aire sous les soupapes admission et échappement lorsqu'elles sont ouvertes en même temps. - a1,a2,a3 : paramètres de calibration. - 45 : terme additif permettant de prendre en compte certains phénomènes physiques dans le modèle de remplissage (en °). - C : course (ou levée) des soupapes d'échappement (5) ou d'admission (2) (en mm). Ces notations, indexées par la mention -MOI), représentent les valeurs déterminés au moyen du procédé selon l'invention. La mention -REF indique les valeurs de référence mesurées expérimentalement. À partir des conditions extérieures aux cylindres (conditions thermodynamiques dans le répartiteur admission, distribution...), le modèle de remplissage permet d'estimer la quantité d'air aspirée dans les cylindres. Dans l'application "Camless", en plus d'être représentatif vis-à-vis de l'impact de la distribution sur le remplissage, le modèle doit être valable pour toutes les configurations du système d'air (une ou deux soupapes admission, deux ou quatre cylindres). Le modèle de remplissage est construit en fonction de relations simples de la 5 thermodynamique, de données géométriques de la chambre de combustion ainsi que des lois de levée des soupapes d'admission et d'échappement. La masse d'air aspirée dans le cylindre à chaque cycle peut être donnée par une formule du type : Pman V (0 ) a ki (P P T T )0F (Omo,t9e,') Texh PexhVod(ee') m as = a3 P R - man N e Tman R - Tman Selon l'invention, dans l'application "Camless", les mesures de pression et de température à 10 l'échappement ne sont pas disponibles. De plus, le terme Oevc est fixe (la levée échappement est fixe). Ceci permet dans un premier temps de simplifier la formule suivante, et le modèle de remplissage selon une première variante de réalisation de l'invention peut prendre la forme suivante : "man V (0 )(N P )0* e,0,,°) masp = (N e Man) R .Tman N 15 Ainsi, le troisième terme de l'expression disparaît. La fonction IP est incluse dans le paramètre de calibration a2. Il est à noter que les paramètres de calibration al et a2 peuvent être cartographiés en fonction du régime et de la pression d'admission suite à des mesures expérimentales sur banc d'essai (comme pour le rendement volumétrique dans un moteur à distribution fixe). Pour le procédé selon l'invention, on détermine Oivo et 0 en 20 fonction de la commande de l'actionneur non directement actionné par une came (3). Alternativement et/ou simultanément, on peut utiliser un capteur de position. Le facteur de croisement OF (ou fonction d'overlap) n'est pas fonction du moment de fermeture de la soupape échappement (fixe) mais du régime (puisque la levée de la soupape 25 admission dépend du régime), voir figures 3. La figure 3a) montre la levée C des soupapes d'admission Cman et d'échappement C exh en fonction de l'angle du vilebrequin. Pour la soupape d'admission, on a considéré deux régimes du moteur : 1000 et 6000 tr/min. On distingue bien la dépendance de la levée de la soupape d'admission en fonction du régime. La figure 3b) montre quant à elle les variations du facteur de croisement en fonction du 30 régime et de l'angle d'ouverture de la soupape d'admission. Il peut donc être intéressant de prendre en compte ces effets inertiels dans la modélisation du remplissage. La figure 4 représente le rendement volumétrique en fonction de l'angle de fermeture de la soupape d'admission pour différents régimes pour une même pression d'admission de 500 mbar. À 2000 tr/min, le remplissage est maximal pour un IVC à 540 degrés, correspondant au PMB (Point Mort Bas) moteur. Lorsque le régime augmente, le remplissage maximal se déplace vers les fermetures tardives. Ceci s'explique par l'inertie de la colonne des gaz qui devient de plus en plus importante.Notations During the description, the following notations are used: - Pmam: pressure at the inlet of the cylinder (in Pa). As shown in FIG. 1, this pressure can be measured by means of a pressure sensor placed in the intake manifold. - Tmam: temperature at the inlet of the cylinder (in K). As shown in FIG. 1, this temperature can be measured by means of a temperature sensor placed in the intake manifold. - Masp suction air mass (in kg). - Ne: engine speed (in rpm). - Pexh: exhaust pressure (in Pa). -Texh: exhaust temperature (in K). - R: perfect gas constant (in J / kg / K), which is the same for all the gases concerned here (air and exhaust gas), and which is 288 J / kg / K. - Flight (9): cylinder volume (1) at the angle 0 (in m3). - 17nmi: the dead volume (in m3), this is the volume in the cylinder when the piston is at top dead center. - Rbm: the ratio crank on crank. - e: the compression ratio. - Oivo: opening angle of the inlet valve (in °). This angle is determined according to the actuator not directly actuated by a cam (3). - Oh: angle of closure of the inlet valve (in °). This angle is determined according to the actuator not directly actuated by a cam (3). - 0: closing angle of the exhaust valve (5) (in °). This angle evc depends on the cam (6) of actuation of the exhaust valve (5). - Y (): flow of air passing through the intake and exhaust valve during the crossing period (or overlap in English), ie when they are open at the same time (in kg / s). The flow can be positive or negative (depends on the difference in intake / exhaust pressure). - OF (.): Crossing factor (in m2. °). It represents the area under the intake and exhaust valves when they are open at the same time. - a1, a2, a3: calibration parameters. - 45: additive term allowing to take into account certain physical phenomena in the filling model (in °). - C: stroke (or lift) of the exhaust (5) or intake (2) valves (in mm). These notations, indexed by the mention -MOI), represent the values determined by means of the method according to the invention. The reference -REF indicates the reference values measured experimentally. From the conditions outside the cylinders (thermodynamic conditions in the intake manifold, distribution, etc.), the filling model makes it possible to estimate the quantity of air sucked into the cylinders. In the application "Camless", in addition to being representative vis-à-vis the impact of the distribution on the filling, the model must be valid for all configurations of the air system (one or two valves admission , two or four cylinders). The filling pattern is constructed in accordance with simple thermodynamic relationships, geometric data of the combustion chamber as well as intake and exhaust valve lift laws. The mass of air sucked into the cylinder at each cycle can be given by a formula of the type: Pman V (0) a ki (PPTT) 0F (Omo, t9e, ') Texh PexhVod (ee') m as = a3 PR According to the invention, in the "Camless" application, pressure and exhaust temperature measurements are not available. In addition, the term Oevc is fixed (the exhaust lift is fixed). This makes it possible, in a first step, to simplify the following formula, and the filling model according to a first variant embodiment of the invention can take the following form: "man V (0) (NP) 0 * e, 0 ,, ° ) masp = (N e Man) R .Tman N 15 Thus, the third term of the expression disappears The IP function is included in the calibration parameter a2 It should be noted that the calibration parameters al and a2 can be mapped as a function of the speed and the inlet pressure following experimental measurements on a test bench (as for the volumetric efficiency in a fixed distribution engine). For the method according to the invention, Oivo and 0 are determined. 20 function of the actuator control not directly actuated by a cam (3) Alternatively and / or simultaneously, it is possible to use a position sensor The crossover factor OF (or overlap function) is not function the closing moment of the exhaust valve (fixed) but the speed (since the lift of the intake valve depends on the speed), see Figures 3. Figure 3a) shows the lift C of the intake valves Cman and exhaust C exh depending on the angle of the crankshaft. For the intake valve, two engine speeds were considered: 1000 and 6000 rpm. The dependence of the lifting of the intake valve according to the regime is well distinguished. FIG. 3b) shows the variations of the crossing factor as a function of the speed and the opening angle of the intake valve. It may therefore be interesting to take into account these inertial effects in the modeling of the filling. FIG. 4 represents the volumetric efficiency as a function of the closing angle of the intake valve for different speeds for the same inlet pressure of 500 mbar. At 2000 rpm, the filling is maximum for an IVC at 540 degrees, corresponding to the PMB (Low Dead Point) engine. As the speed increases, the maximum filling moves to the late closures. This is explained by the inertia of the column of gases which becomes more and more important.

De même la figure 5 représente l'impact du nombre de soupapes d'admission sur le remplissage. Pour cette figure 5, on étudie le cas une soupape (1s) et le cas deux soupapes (2s) à iso-régime (3000 tr/min) et iso-pression d'admission (500 mbar). On constate que la vitesse des gaz est plus importante lorsqu'une seule soupape d'admission s'ouvre, il s'ensuit un décalage vers les fermetures tardives dans la courbe de remplissage.Similarly, Figure 5 shows the impact of the number of intake valves on the filling. For this figure 5, we study the case a valve (1s) and the case two valves (2s) at iso-regime (3000 rpm) and iso-pressure admission (500 mbar). It is found that the gas velocity is greater when a single inlet valve opens, it follows a shift to the late closures in the filling curve.

Pour prendre en compte ces effets liés notamment au régime du moteur et au nombre de soupapes d'admission, on peut construire une deuxième variante de réalisation du modèle de remplissage selon l'invention en prenant en compte un terme additif 8,' qui est fonction du régime. Ce terme additif 8 est utilisé dans le calcul du volume du cylindre au moment de la fermeture de la soupape d'admission. Selon cette variante de réalisation, le modèle de remplissage peut s'écrire : Pnian OF (A r e , 0 ivo) asp ai (N e Pinan) R - T',an Veyi(Oi' 8 i' e)) az (Ne Pman) e Les paramètres de calibration a1, a2 et 8 sont optimisés pour chaque configuration moteur, notamment par des mesures expérimentales réalisées au banc moteur. A partir de ces mesures expérimentales, les paramètres de calibration , a2 peuvent être obtenues grâce à une régression linéaire, alors que le terme additif peut être le résultat d'une optimisation non-linéaire. Pour ces deux variantes de réalisation du modèle de remplissage selon l'invention, le volume du cylindre Vcy, à l'angle 0 peut être défini par une formule géométrique du type : Vo,/ (0) Vmin + -21 Vinin - (e - 1) - (Rb. + 1 - cos(9) - NIRb.2 - sin 2 (0)) Application Le procédé de détermination de la masse d'air aspiré dans un cylindre peut être utilisé au sein d'un procédé de contrôle d'un moteur thermique, en particulier pour un moteur à essence. Par exemple, le moteur thermique peut être du type celui représenté en figure 1, le moteur peut alors comporter une vanne papillon (4), un actionneur électromagnétique ou un actionneur hydraulique (3) d'entraînement d'au moins une soupape d'admission (2), une came (6) d'entraînement d'une vanne d'échappement (5), et une soupape de décharge (7).To take into account these effects related in particular to the speed of the engine and to the number of intake valves, it is possible to construct a second alternative embodiment of the filling model according to the invention taking into account an additive term 8, which is a function of of the scheme. This additive term 8 is used in the calculation of the volume of the cylinder at the time of closure of the intake valve. According to this embodiment variant, the filling model can be written: Pnian OF (A re, 0 ivo) asp ai (N e Pinan) R - T ', an Veyi (Oi' 8 i 'e)) az (Ne Pman) e The calibration parameters a1, a2 and 8 are optimized for each motor configuration, in particular by experimental measurements carried out on the motor test bench. From these experimental measurements, the calibration parameters, a2 can be obtained through a linear regression, while the additive term can be the result of a non-linear optimization. For these two embodiments of the filling model according to the invention, the volume of the cylinder Vcy, at the angle θ can be defined by a geometric formula of the type: Vo, / (0) Vmin + -21 Vinin - (e - 1) - (Rb. + 1 - cos (9) - NIRb.2 - sin 2 (0)) Application The method of determining the mass of air sucked into a cylinder can be used in a process of control of a combustion engine, in particular for a gasoline engine. For example, the heat engine may be of the type shown in FIG. 1, the engine may then comprise a butterfly valve (4), an electromagnetic actuator or a hydraulic actuator (3) for driving at least one intake valve. (2), a cam (6) for driving an exhaust valve (5), and a relief valve (7).

Le procédé de contrôle thermique peut commander alors un de ces éléments en fonction de la masse d'air aspiré déterminée dans le but d'atteindre un point de fonctionnement (régime, couple ...) recherché. Par exemple, ce procédé peut commander l'actionneur non directement actionné par une came (3) de manière à modifier les angles d'ouverture et de fermeture de la soupape d'admission. Exemples d'application Des essais au banc moteur ont permis d'obtenir une base de données conséquente permettant de valider le modèle de remplissage selon la variante de réalisation. Deux configurations ont été testées : le mode quatre cylindres avec une et deux soupapes d'admission. Pour ces essais, on balaie plusieurs régimes du moteur : entre 1000 et 5000 tr/min. Pour chaque régime, on balaye plusieurs pressions d'admission. Pour chaque pression d'admission, on balaye trois positions d'IVO. Pour chaque position d'IVO, on balaye tous les angles d'IVC atteignables (en mode précoce ou en mode tardif). Pour ces essais, l'actionneur non directement actionné par une came est un actionneur électromagnétique. Pour chaque point de fonctionnement régime-pression d'admission, les paramètres ai et a2 sont obtenus grâce à une régression linéaire. Le paramètre gn est le résultat d'une optimisation non-linéaire. Dans un premier temps, à partir des essais on calibre ledit modèle. Si on prend par 20 exemple le cas une soupape. La base de données totale est composée de plus de 1200 points de fonctionnement. Sur chaque point régime - pression d'admission, on calcule les paramètres de calibration a1, a2 et gi' qui permettent d'obtenir la meilleure représentativité pour le modèle de remplissage. La figure 6 présente les trois paramètres de calibration du modèle de remplissage. 25 Le paramètre al peut être vu comme un rendement volumétrique. Il inclut les effets ne pouvant pas être modélisé avec un modèle simplifié, tel que l'acoustique par exemple. Le paramètre a2 prend lui des valeurs positives et négatives. En effet, ce paramètre inclus le sens du débit à travers les deux soupapes durant le croisement (overlap). Il est donc positif lorsque la pression d'admission est inférieure à la pression échappement (dans 30 ce cas, le back-flow des gaz brûlés impacte négativement le remplissage en air). Il est négatif lorsque la pression d'admission est supérieure à la pression échappement (dans ce cas, le balayage des gaz brûlés impacte positivement le remplissage en air). Le paramètre 8, permet d'évaluer l'influence du régime sur le remplissage. En effet, l'inertie de la colonne des gaz d'air frais est d'autant plus importante que le régime est élevé.The thermal control method can then control one of these elements as a function of the suction air mass determined in order to reach a desired operating point (speed, torque, etc.). For example, this method can control the actuator not directly actuated by a cam (3) so as to change the opening and closing angles of the intake valve. Examples of application Tests on the engine test bench made it possible to obtain a substantial database enabling the filling model according to the variant embodiment to be validated. Two configurations were tested: the four-cylinder mode with one and two intake valves. For these tests, we sweep several engine speeds: between 1000 and 5000 rpm. For each regime, several admission pressures are scanned. For each intake pressure, three IVO positions are scanned. For each IVO position, all possible IVC angles are scanned (early mode or late mode). For these tests, the actuator not directly actuated by a cam is an electromagnetic actuator. For each point of operation regime-intake pressure, the parameters ai and a2 are obtained through a linear regression. The parameter gn is the result of a non-linear optimization. At first, from the tests, the model is calibrated. If we take for example the case a valve. The total database is composed of more than 1200 operating points. On each regime point - inlet pressure, the calibration parameters a1, a2 and gi 'are calculated which make it possible to obtain the best representativity for the filling model. Figure 6 shows the three calibration parameters of the fill model. The parameter al can be seen as a volumetric efficiency. It includes effects that can not be modeled with a simplified model, such as acoustics for example. The parameter a2 takes it positive and negative values. Indeed, this parameter includes the direction of the flow through the two valves during the crossing (overlap). It is therefore positive when the intake pressure is lower than the exhaust pressure (in this case, the back-flow of the flue gas has a negative impact on the air filling). It is negative when the intake pressure is greater than the exhaust pressure (in this case, the flue gas scavenging positively impacts the air filling). Parameter 8 makes it possible to evaluate the influence of the regime on the filling. Indeed, the inertia of the fresh air gas column is all the more important that the regime is high.

On a bien un décalage du maximum de remplissage après le PMB lorsque l'on monte en régime. Dans un deuxième temps, on peut comparer les résultats obtenus avec le modèle de remplissage. La figure 7 présente une comparaison entre les données de référence issues d'essais au banc moteur et le modèle de remplissage selon la deuxième variante de réalisation. Ces résultats correspondent à une configuration quatre cylindres et une soupape admission. On voit sur la figure du haut les valeurs de masse d'air aspirée du banc moteur (ref) et du modèle (model) en fonction du numéro (N°) du point de fonctionnement. La figure du bas donne l'erreur relative de modélisation sur tous les points de fonctionnement dans un graphique traçant les valeurs de la masse d'air aspiré modélisé (m') en fonction des asp valeurs expérimentales ( maRsEpF). On constate sur la figure du haut que les courbes sont sensiblement superposées et on constate sur la figure du bas qu'une large partie des points modélisés sont dans une plage d'erreur de moins de 5 %. La figure 8 présente un zoom de la figure 7 pour le régime de 2000 tr/min. La figure du haut présente la masse d'air aspiré expérimentale (ref) et modélisée (model). La figure du milieu et du bas rappelle les entrées correspondantes : la pression d'admission ( Pman) et les angles (0) d'ouverture (IVO) et de fermeture (IVC) de la soupape d'admission. On constate également sur cette courbe une très bonne représentativité du remplissage sur tous les points, même pour des variations très importantes de la loi de distribution.We have a shift of the maximum filling after the PMB when we go up. In a second step, we can compare the results obtained with the filling model. FIG. 7 presents a comparison between the reference data obtained from engine bench tests and the filling model according to the second variant embodiment. These results correspond to a four-cylinder configuration and an intake valve. The upper figure shows the air mass values sucked from the engine bench (ref) and the model (model) according to the number (N °) of the operating point. The bottom figure gives the relative modeling error on all operating points in a graph plotting the values of the modeled sucked air mass (m ') as a function of the asp experimental values (maRsEpF). It can be seen in the upper figure that the curves are substantially superimposed and it can be seen in the bottom figure that a large part of the modeled points are in an error range of less than 5%. Figure 8 shows a zoom of Figure 7 for the speed of 2000 rpm. The top figure shows the experimental aspirated (ref) and modeled (model) air mass. The figure of the middle and the bottom recalls the corresponding entries: the inlet pressure (Pman) and the angles (0) of opening (IVO) and closing (IVC) of the intake valve. We also see on this curve a very good representativeness of the filling on all the points, even for very important variations of the law of distribution.

La figure 9 présente l'histogramme des erreurs relatives obtenues (entre le modèle et les valeurs expérimentales) sur toute la plage de variation. Sur cette figure, N pts indique le nombre de points compris pour chaque plage d'erreur. L'erreur moyenne est inférieure à 3 % et vaut environ 2,86 % et la majorité des points se situent en dessous d'une erreur de 5%. Les figures 10 à 12 correspondent aux figures 6 à 9 pour la configuration quatre cylindres deux soupapes. La figure 10 présente une comparaison entre les données de référence (ref) issues du banc moteur et le modèle de remplissage (model) selon la deuxième variante de réalisation du modèle. La base de donnée est moins conséquente que pour le cas une soupape puisqu'on parcourt ici uniquement les fort régimes ; la base de données comporte environ 500 points de fonctionnement. Il est à noter que la plage de variation de l'IVC est ici aussi beaucoup plus limitée puisque le dispositif "Camless" ne permet pas des IVC tardifs pour de fortes pression d'admission. On voit sur la figure du haut les valeurs de masse d'air aspirée de référence (ref) et du modèle (model). La figure du bas donne l'erreur relative de modélisation sur tous les points de fonctionnement. On constate une bonne concordance entre le modèle et les valeurs expérimentales, on constate aussi qu'une large partie des points modélisés sont dans une plage d'erreur de moins de 5 %.Figure 9 shows the histogram of the relative errors obtained (between the model and the experimental values) over the entire range of variation. In this figure, N pts indicates the number of points included for each error range. The average error is less than 3% and is about 2.86% and the majority of the points are below a 5% error. Figures 10 to 12 correspond to Figures 6 to 9 for the configuration four cylinders two valves. Figure 10 shows a comparison between the reference data (ref) from the engine test bench and the model of filling (model) according to the second embodiment of the model. The database is less consistent than in the case of a valve since we are only looking at high revs; the database has about 500 operating points. It should be noted that the range of variation of the IVC is here also much more limited since the device "Camless" does not allow late IVC for high pressure of admission. The top figure shows the reference air intake (ref) and model (model) values. The bottom figure gives the relative modeling error on all operating points. There is good agreement between the model and the experimental values, we also note that a large part of the modeled points are in an error range of less than 5%.

La figure 11 présente un zoom de la figure 10 pour le régime de 3000 tr/min. La figure du haut présente la masse d'air aspirée expérimentale (ref) et modélisée (model). Ces deux courbes sont sensiblement superposées. La figure du milieu et du bas rappelle les entrées correspondantes : la pression d'admission (P.) et les angles (0) d'ouverture (IVO) et de fermeture (IVC) de la soupape d'admission. On constate une très bonne représentativité du remplissage sur tous les points, même pour des variations très importante de la loi de distribution. La figure 12 présente l'histogramme des erreurs relatives obtenues (entre le modèle et les valeurs de référence expérimentale) sur toute la plage de variation. L'erreur moyenne est proche de 2 % (environ 2,1%) et la majorité des points se situent en dessous d'une erreur de 5%. Par ailleurs, des essais de pleine charge ont été réalisés indépendamment de la base de données ayant été utilisé pour le remplissage. Il est donc intéressant de regarder la représentativité du modèle sur ces points de pleine charge, cela permet de voir la capacité d'extrapolation du modèle. Ces points de pleine charge sont représentés sur la figure 13. La figure du haut représente le régime en fonction du numéro du point de pleine charge, la figure du milieu indique la pression d'admission (P.) et la figure du bas les angles (0) d'ouverture (IVO) et fermeture (IVC) de chacune des soupapes s1 et s2. Pour les faibles régimes, on constate qu'une seule soupape (s1) est utilisée. Sur les points à 2000 et 2250 tr/min, la deuxième soupape (s2) est utilisée pour faire du balayage. Enfin, à plus haut régime, les deux soupapes sont utilisées de la même manière. La figure 14 présente les lois de levée des soupapes d'admission dans ces cas. La courbe (C.) épaisse représente la loi de levée nominale (soupape s1 en référence à la figure 13). La courbe (C.) fine représente la loi de balayage (soupape s2 en référence à la figure 13). La figure 15 présente les résultats de représentativité du modèle de remplissage sur ces points de pleine charge. Il est important de noter que le modèle est purement extrapolé et n'a subit aucun recalage pour ces données. Cela montre la représentativité physique du modèle proposé (l'erreur reste quasiment toujours inférieur à 5%). Deux cas sont présentés sur cette figure, un cas utilisant le modèle (model) selon la deuxième variante de réalisation, et un cas (model (scav)) utilisant l'angle d'ouverture de la soupape balayé (soupape s2) au lieu de la soupape s1 pour mieux représenter l'overlap. On voit qu'en utilisant un overlap plus représentatif, la représentativité du modèle est améliorée.35Figure 11 shows a zoom of Figure 10 for the speed of 3000 rpm. The top figure shows the experimental aspirated (ref) and modeled (model) air mass. These two curves are substantially superimposed. The figure of the middle and the bottom recalls the corresponding entries: the inlet pressure (P.) and the angles (0) of opening (IVO) and closing (IVC) of the intake valve. There is a very good representation of the filling on all the points, even for very important variations of the law of distribution. Figure 12 shows the histogram of the relative errors obtained (between the model and the experimental reference values) over the entire range of variation. The average error is close to 2% (about 2.1%) and the majority of the points are below a 5% error. In addition, full load tests were performed independently of the database that was used for filling. It is therefore interesting to look at the representativeness of the model on these points of full load, it allows to see the capacity of extrapolation of the model. These full load points are shown in Figure 13. The top figure shows the speed versus the full load point number, the middle figure shows the inlet pressure (P.) and the bottom figure the angles (0) opening (IVO) and closing (IVC) of each of the valves s1 and s2. For low revs, only one valve (s1) is used. On points at 2000 and 2250 rpm, the second valve (s2) is used to scan. Finally, at higher speeds, the two valves are used in the same way. Figure 14 shows the intake valve lift laws in these cases. The thick curve (C) represents the nominal lift law (valve s1 with reference to FIG. 13). The fine curve (C) represents the scanning law (valve s2 with reference to FIG. 13). Figure 15 presents the representativeness results of the filling model on these points of full load. It is important to note that the model is purely extrapolated and has not been adjusted for these data. This shows the physical representativity of the proposed model (the error remains almost always less than 5%). Two cases are presented in this figure, a case using the model (model) according to the second variant embodiment, and a case (model (scav)) using the opening angle of the swept valve (valve s2) instead of the valve s1 to better represent the overlap. It can be seen that by using a more representative overlap, the representativeness of the model is improved.

Claims

CLAIMS 1) Method for determining the mass of air drawn masp in at least one cylinder (1) of a heat engine, said cylinder being equipped with at least one intake valve (2) driven by an actuator not directly actuated by a cam (3), characterized in that the following steps are carried out: a) a filling model of said cylinder (1) is constructed, said model connecting said mass of aspirated air masp to the opening angle Owo said intake valve (2) and the closing angle 61 ,,, of said intake valve; b) determining said opening angles O and closing 0 of said intake valve (2) by means of said actuator not directly actuated by a cam (3); and c) said mass of aspirated air is determined by means of said filling pattern and said opening and closing angles O 'of said intake valve.

2) Process according to claim 1, wherein said filling model is constructed which connects said mass of air drawn masp to the opening angle O of said intake valve (2), the closing angle of said intake valve (2) by means of said engine Ne of said engine, said intake pressure P. and said intake temperature T

3) Method according to claim 2, wherein said filling model is constructed by means of a relation of the type EL) masp = al (N e, 1) ,,, an) Pman Vo, / (0 ,,,, ) a2 (N e, Pman) OF (Are, N e with R the constant R - Tman of the perfect gases, Vey / (61) the volume of the cylinder (1) for a crank angle O, OF the crossover factor and a1, a2 calibration parameters.

4) The method of claim 2, wherein said filling pattern is constructed by means of a relation of the type = al (N ,, Pman) RP.an FO (AT '0) masp Vey1 (6) wc. 5 wc (N e)) a2 (N e, man) with R la - T. N e perfect gas constant, Vcy / (61) the volume of the cylinder (1) for a crankshaft angle 0, OF the factor of crossing, 8 ,,,, (Ne) an additive term according to the engine speed Ne for the taking into account of physical phenomena and a1, a2 of the calibration parameters.

5) Method according to one of claims 3 or 4, wherein said calibration parameters a1, a2 and / or said additive term 81 (Ne) are determined by means of experimental measurements.

The method of claim 5, wherein said calibration parameters a1, a2 are determined by linear regression from said experimental measurements.

7. The method according to claims 4 and 5, wherein said additive term 8 '(Ne) is determined by means of a non-linear optimization from said experimental measurements.

8) Method according to one of claims 3 to 7, wherein said volume of the cylinder is defined by a relationship of the type 1 Vcy / (0) = Vinin + -2 Vni. - (e -1) - (Rb + 1 - cos (0) - VRb 2 - sin 2 (0)) with 0 the crankshaft angle, V., the dead volume, Rbm the crankshaft ratio and e the compression ratio.

9) Process according to claims 2 to 8, wherein said Pmell pressure, and said inlet temperature T.sub.T are determined by means of sensors placed in the intake manifold.

10) A method of controlling a heat engine comprising at least one cylinder (1) equipped with at least one intake valve (2) driven by an actuator not directly actuated by a cam (3) and at least one an exhaust valve (5) driven by a cam (6), the air intake circuit comprising a butterfly valve (4) and the exhaust system comprising a relief valve (7), characterized in that the following steps are carried out: a) the mass of sucked air maw in said cylinder is determined by means of the method according to one of the preceding claims; and b) controlling said actuator not directly actuated by a cam (3) and / or said cam (6) and / or said butterfly valve (4) and / or said discharge valve (7) as a function of said mass of air sucked my, determined.