JP2004150424A - Controlling device of internal combustion engine - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To estimate a friction torque of an internal combustion engine with high precision. <P>SOLUTION: This device comprises a storage means for storing a standard friction characteristic determining a relationship between a predetermined parameter and a friction torque of an engine; an angle acceleration calculating means for finding a crank angle acceleration under a condition that torque generation due to combustion is stopped; a loss torque calculation means for finding a dynamic loss torque T<SB>ac</SB>based on the crank angle acceleration and an inertia moment J of the engine; an actual friction torque calculation means for finding an actual friction torque T<SB>fw</SB>generated in the engine based on the dynamic loss torque T<SB>ac</SB>; and a correction friction torque fetching means for fetching the correction friction torque based on the actual friction torque T<SB>fw</SB>and the standard friction torque characteristic. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【００２９】
（１）式の左辺は、スタータ４８で発生されたトルクを示しており、スタータ４８へ供給した電気エネルギーの平均値Ｗ_ｅで示される。また、（１）式の右辺はスタータ４８で発生されたトルクを消費するトルクを示しており、Ｊは機関の慣性モーメント、ｄω／ｄｔはクランク軸３６の角加速度、Ｔ_ｆｗは始動時に実際に発生した実フリクショントルクをそれぞれ示している。ここで、Ｊ×（ｄω／ｄｔ）は、始動時のクランク軸３６の角加速度に起因する動的な損失トルク（＝Ｔ_ａｃ）である。始動時にはシフトギヤがニュートラルの位置にあり、アイドリング運転されるため、Ｔ_ａｃ、Ｔ_ｆｗ以外にスタータ４８の発生トルクを消費するトルクはほとんど生じない。
【００３０】
（１）式において、供給平均電気エネルギーＷ_ｅは、スタータ４８へ供給した電力から求めることができ、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃもクランク軸３６の角加速度から算出できる。この際、図２のマップのフリクショントルクＴ_ｆは、ＴＤＣ−ＢＤＣ間をクランク軸３６が回転する間の平均値であるため、実フリクショントルクＴ_ｆｗはこの区間の平均値として求める必要がある。従って、供給平均電気エネルギーＷ_ｅ及び損失トルクＴ_ａｃもこの区間における平均値として求める。そして、供給平均電気エネルギーＷ_ｅから損失トルクＴ_ａｃを減算することによって、この区間での実フリクショントルクＴ_ｆｗの平均値を求めることができる。
【００３１】
これにより、実フリクショントルクＴ_ｆｗと、図２のマップから推定したフリクショントルクＴ_ｆとを比較することで、フリクショントルクの経時変化を求めることができ、経時変化を考慮してマップを補正することが可能となる。
【００３２】
最初に角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃ＝Ｊ×（ｄω／ｄｔ）の算出方法を説明する。（１）式から、損失トルクＴ_ａｃは駆動部材の慣性モーメントＪとクランク軸３６の角加速度ｄω／ｄｔを乗算して求めることができる。図３は、クランク軸３６の角加速度を求める方法を示す模式図である。図３に示すように、本実施形態では、クランク軸３６の回転の１０°毎にクランク角センサ３８からクランク角信号が検出される。
【００３３】
角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃをＴＤＣ−ＢＤＣ間の平均値として算出するため、本実施形態の制御装置は、ＴＤＣとＢＤＣの２ヶ所のクランク角位置（θ_０（ｋ），θ_０（ｋ＋１））で角速度ω_０（ｋ），ω_０（ｋ＋１）をそれぞれ求め、同時にＴＤＣ−ＢＤＣ間をクランク軸３６が回転する時間Δｔ（ｋ）を求める。
【００３４】
角速度ω_０（ｋ）を求める際には、例えば図３に示すように、クランク軸３６がＴＤＣの位置から前後１０°の角度範囲を回転している間の時間Δｔ_０（ｋ），Δｔ_１０（ｋ）をクランク角センサ３８から検出する。そして、時間Δｔ_０（ｋ）＋Δｔ_１０（ｋ）の間にクランク軸３６が２０°回転しているため、ω_０（ｋ）＝（２０／（Δｔ_０（ｋ）＋Δｔ_１０（ｋ）））×（π／１８０）を演算することによってω_０（ｋ）［ｒａｄ／ｓ］を算出できる。同様に、ω_０（ｋ＋１）を算出する際は、クランク軸３６がＢＤＣの位置から前後１０°の角度範囲を回転している間の時間Δｔ_０（ｋ＋１），Δｔ_１０（ｋ＋１）を検出する。そして、ω_０（ｋ＋１）＝（２０／（Δｔ_０（ｋ＋１）＋Δｔ_１０（ｋ＋１）））×（π／１８０）を演算することによってω_０（ｋ＋１）［ｒａｄ／ｓ］を算出できる。
【００３５】
角速度ω_０（ｋ），ω_０（ｋ＋１）を求めた後は、（ω_０（ｋ＋１）−ω_０（ｋ））／Δｔ（ｋ）を演算し、ＴＤＣ−ＢＤＣ間をクランク軸３６が回転する間の角加速度の平均値を算出する。
【００３６】
そして、角加速度の平均値を求めた後は、（１）式の右辺に従って、角加速度の平均値と慣性モーメントＪを乗算する。これにより、クランク軸３６がＴＤＣ−ＢＤＣ間を回転する間の動的な損失トルクＪ×（ｄω／ｄｔ）の平均値を算出できる。なお、駆動部の慣性モーメントＪは、駆動部品の慣性質量から予め求めておく。
【００３７】
次に、供給平均電気エネルギーＷ_ｅの算出方法を説明する。供給平均電気エネルギーＷ_ｅは、ＴＤＣ−ＢＤＣの算出区間において、スタータ４８が機関へ与えた平均の仕事量として求めることができる。すなわち、この区間において、（スタータへ供給した平均電気エネルギー［Ｊ／ｓ］）×（算出区間時間Δｔ［ｓ］）を演算することでＷ_ｅ［Ｊ］を求めることができる。この際、スタータ４８へ供給した電気エネルギーはクランク角に応じて変動するため、算出区間を複数に分割し、以下の（２）式を用いて平均化する。
【００３８】
【数２】

【００３９】
（２）式において、Ｎは算出区間の分割数、Ｗは分割した各区間でスタータ４８へ供給した電気エネルギーを示している。図３に示す例では、ＴＤＣ−ＢＤＣ間の算出区間をクランク角１０°毎に分割し、１０°毎にスタータへ供給した電気エネルギーＷ_１０（ｋ），Ｗ_２０（ｋ）・・・Ｗ_１７０（ｋ），Ｗ_０（ｋ＋１）を求めて平均している。
【００４０】
なお、供給平均電気エネルギーＷ_ｅを求める際には、スタータ４８の熱損失等の影響量を補正量として考慮しても良い。例えば、熱損失による影響を予め計測しておき、算出した電気エネルギーを補正することで、供給平均電気エネルギーＷ_ｅをより高精度に求めることができる。
【００４１】
次に、図４のフローチャートに基づいて、本実施形態の制御装置における処理の手順を説明する。先ず、ステップＳ１０では機関始動時におけるフリクショントルク算出時であるか否かを判定する。具体的には、イグニッションスイッチ４６がオフ（ＯＦＦ）からオン（ＯＮ）に切り換わった後であって、且つ燃料爆発前であるか否かを判定する。機関始動時におけるフリクショントルク算出時のときはステップＳ１１へ進み、フリクショントルク算出時でないときは終了する（ＥＮＤ）。
【００４２】
次のステップＳ１１では、クランク角位置が損失トルクＴ_ａｃの算出タイミングであるか否かを判定する。具体的には、クランク角がＴＤＣ＋１０°以降、ＢＤＣ＋１０°以降のいずれかの状態にあるか否かを判定する。トルク算出タイミングである場合はステップＳ１２へ進み、トルク算出タイミングでない場合は終了する（ＥＮＤ）。
【００４３】
次のステップＳ１２では、トルク算出に必要なパラメータを取得する。具体的には、機関回転数（Ｎｅ（ｋ）），冷却水温（ｔｈｗ（ｋ）），角速度（ω_０（ｋ），ω_０（ｋ＋１））、時間（Δｔ）などの各パラメータを取得する。
【００４４】
次のステップＳ１３では、図２のマップからフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を推定する。ここでは、ステップＳ１２で求めた機関回転数（Ｎｅ（ｋ））と冷却水温（ｔｈｗ（ｋ））を用い、図２のマップからフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を求める。
【００４５】
次のステップＳ１４では、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃ（ｋ）を算出する。ここでは、Ｔ_ａｃ（ｋ）＝Ｊ×（（ω_０（ｋ＋１）−ω_０（ｋ））／Δｔ）を演算して、ＴＤＣ−ＢＤＣの区間における動的な損失トルクの平均値Ｔ_ａｃ（ｋ）を算出する。
【００４６】
次のステップＳ１５では、（２）式を用いて供給平均電気エネルギーＷ_ｅ（ｋ）を算出する。次のステップＳ１６では、供給平均電気エネルギーＷ_ｅ（ｋ）から損失トルクＴ_ａｃ（ｋ）を減算して実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）を求める。このように、実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）はＴＤＣ−ＢＤＣの区間毎に求めることができ、クランク軸３６の回転に伴ってステップＳ１１〜Ｓ１６の処理を行うことで、１又は複数の実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ），Ｔ_ｆｗ（ｋ＋１）・・・を求めることが可能である。
【００４７】
次のステップＳ１７では、図２のマップのフリクショントルクＴ_ｆを補正する。具体的には、ステップＳ１６で求めた実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）とステップＳ３で求めたフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）とを比較し、双方のフリクショントルクの値に差が生じている場合は、ステップＳ１６で求めた実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）を用いて図２のマップを補正する。ステップＳ１７でフリクショントルクＴ_ｆを補正した後は、処理を終了する（ＥＮＤ）。
【００４８】
図５及び図６は、図２のマップを補正する方法を示す模式図である。図５は、１つの実フリクショントルクＴ_ｆｗの値を用いてマップを補正する方法を示している。また、図６は、２つの実フリクショントルクＴ_ｆｗの値を用いてマップを補正する方法を示している。
【００４９】
図５の方法では、マップから得られたＴ_ｆ（＝Ｍａｐ（Ｎｅ，ｔｈｗ））とステップＳ６で得られたＴ_ｆｗの差ΔＴ_ｆを求め、ΔＴ_ｆを補正係数としてマップのＴ_ｆの値を補正する。すなわち、Ｔ_ｆ（補正後）＝ｆｕｎｃｔｉｏｎ（ΔＴ_ｆ，Ｍａｐ（Ｎｅ，ｔｈｗ））とする。例えば、
Ｔ_ｆ（補正後）＝Ｍａｐ（Ｎｅ，ｔｈｗ）＋Ｃ_１・ΔＴ_ｆ
のように、補正前のＴ_ｆと、ΔＴ_ｆを所定の係数Ｃ_１倍して得られた値とを加算して、補正後のＴ_ｆを求める。また、
Ｔ_ｆ（補正後）＝Ｃ_２・ΔＴ_ｆ・Ｍａｐ（Ｎｅ，ｔｈｗ）
のように、補正前のＴ_ｆと、ΔＴ_ｆを所定の係数Ｃ_２倍して得られた値とを乗算して、補正後のＴ_ｆを求めても良い。図５の方法によれば、実フリクショントルクＴ_ｆｗに基づいて、マップのＴ_ｆの絶対値を補正することができる。
【００５０】
図６の方法は、Ｔ_ｆｗ１とＴ_ｆｗ２の２つの値を用い、Ｔ_ｆ１とＴ_ｆｗ１の差ΔＴ_ｆ１とＴ_ｆ２とＴ_ｆｗ２の差ΔＴ_ｆ２を求め、ΔＴ_ｆ１，ΔＴ_ｆ２を補正係数としてマップのＴ_ｆの値を補正する。すなわち、Ｔ_ｆ（補正後）＝ｆｕｎｃｔｉｏｎ（ΔＴ_ｆ１，ΔＴ_ｆ２，Ｍａｐ（Ｎｅ，ｔｈｗ））とする。例えば下式に基づいて、マップから得られたＴ_ｆと、Ｔ_ｆｗ１及びＴ_ｆｗ２の平均値を所定の係数Ｃ_３倍して得られた値とを加算して、補正後のＴ_ｆを求める。
Ｔ_ｆ（補正後）＝Ｍａｐ（Ｎｅ，ｔｈｗ）＋Ｃ_３・（（ΔＴ_ｆ１＋ΔＴ_ｆ２）／２）
【００５１】
図６の方法によれば、２つの実フリクショントルクＴ_ｆｗ１，Ｔ_ｆｗ２に基づいて、マップのＴ_ｆの絶対値とともに、Ｔ_ｆの傾きをも補正することができる。
【００５２】
このように、本実施形態では、始動時に求めた実フリクショントルクＴ_ｆｗに基づいて図２のマップの値を補正するため、フリクショントルクに経時変化が発生した場合であっても、補正後のフリクショントルクＴ_ｆを精度良く算出することが可能となる。
【００５３】
次に、補正したフリクショントルクＴ_ｆを用いて内燃機関１０の図示トルクを求める方法を説明する。本実施形態では、以下の（３）式を用いて図示トルクを算出する。
【００５４】
【数３】

【００５５】
（３）式において、図示トルクＴ_ｉは、エンジンの燃焼によってクランク軸３６に発生するトルクである。（１）式と同様に、Ｊは機関の慣性モーメント、ｄω／ｄｔはクランク軸３６の角加速度、Ｔ_ｆは補正後のフリクショントルク、Ｔ_ｌは走行時に路面から受ける負荷トルク、を示している。負荷トルクＴ_ｌは、走行時の路面状態などの外乱によるトルクである。
【００５６】
（３）式に示されるように、図示トルクＴ_ｉは、角加速度に起因する動的な損失トルクＪ×（ｄω／ｄｔ）、フリクショントルクＴ_ｆ、及び負荷トルクＴ_ｌの和として求めることができる。
【００５７】
（３）式において、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃ＝Ｊ×（ｄω／ｄｔ）は、図３で説明した方法で算出することができる。また、負荷トルクＴ_ｌは、車両が停止しているアイドリング状態など、シフトギヤをニュートラルにした状態では０である。車両走行時は、傾きセンサなどからの検出値から求める。そして、損失トルクＴ_ａｃ、負荷トルクＴ_ｌ及び補正後の求めたフリクショントルクＴ_ｆを合計することで、図示トルクＴ_ｉを算出することができる。これにより、クランク軸３６に発生するトルクが求まり、エンジンの出力、燃焼状態などの様々な情報を正確に得ることができる。
【００５８】
以上説明したように実施の形態１によれば、機関始動時に燃焼によるトルクが発生していない状態で、スタータ４８の供給平均電気エネルギーＷ_ｅと角加速度に起因した動的な損失トルクＴ_ａｃを求めるようにしたため、供給平均電気エネルギーＷ_ｅと損失トルクＴ_ａｃに基づいて、始動時に実際に発生している実フリクショントルクＴ_ｆｗを求めることができる。これにより、経時変化などの要因によってマップのフリクショントルクＴ_ｆと実フリクショントルクＴ_ｆｗとの間に差が生じている場合は、Ｔ_ｆｗ基づいてマップのフリクション特性を補正することができ、以降のフリクショントルク算出を正確に行うことが可能となる。これにより、フリクショントルクＴ_ｆの変化による制御性の悪化を抑止することができ、フリクショントルクＴ_ｆに基づいて図示トルクＴ_ｉなどの特性値を正確に算出することが可能となる。
【００５９】
実施の形態２．
次に、本発明の実施の形態２について説明する。実施の形態２は、イグニッションスイッチ４６がオン（ＯＮ）からオフ（ＯＦＦ）へ切り換わり、燃料噴射及び点火が停止された後、機関が停止するまでの間に実フリクショントルクＴ_ｆｗを求める。そして、実施の形態１と同様に、実フリクショントルクＴ_ｆｗに基づいて図２のマップを補正するものである。実フリクショントルクＴ_ｆｗを求める際には、以下の（４）式を用いる。
【００６０】
【数４】

【００６１】
（４）式の右辺は（１）式と同様である。イグニッションスイッチ４６がオフ（ＯＦＦ）になった状態では、燃料噴射及び点火が停止しているため、実施の形態１と同様に燃焼によるトルクは発生しない。また、この状態では他の発生トルクもないため、（４）式の左辺は０となる。従って、角加速度に起因した動的な損失トルクＴ_ａｃのみに基づいて実フリクショントルクＴ_ｆｗを求めることができる。
【００６２】
角加速度、損失トルクＴ_ａｃの算出方法は実施の形態１と同様である。以下、図７のフローチャートに基づいて、実施の形態２における処理の手順を説明する。先ず、ステップＳ２０では機関停止時におけるフリクショントルク算出時であるか否かを判定する。具体的には、イグニッションスイッチ４６がオン（ＯＮ）からオフ（ＯＦＦ）に切り換わった後であって、且つ最後の燃料爆発後であるか否かを判定する。機関停止時におけるフリクショントルク算出時のときはステップＳ２１へ進み、フリクショントルク算出時でないときは終了する（ＥＮＤ）。
【００６３】
次のステップＳ２１では、クランク角位置が損失トルクＴ_ａｃの算出タイミングであるか否かを判定する。具体的には、クランク角がＴＤＣ＋１０°以降、ＢＤＣ＋１０°以降のいずれかの状態にあるか否かを判定する。トルク算出タイミングである場合はステップＳ２２へ進み、トルク算出タイミングでない場合は終了する（ＥＮＤ）。
【００６４】
次のステップＳ２２では、トルク算出に必要なパラメータを取得する。具体的には、機関回転数（Ｎｅ（ｋ）），冷却水温（ｔｈｗ（ｋ）），角速度（ω_０（ｋ），ω_０（ｋ＋１））、時間（Δｔ）などの各パラメータを取得する。
【００６５】
次のステップＳ２３では、図２のマップからフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を推定する。ここでは、ステップＳ２２で求めた機関回転数（Ｎｅ（ｋ））と冷却水温（ｔｈｗ（ｋ））を用い、図２のマップからフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を求める。
【００６６】
次のステップＳ２４では、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃ（ｋ）を算出する。ここでは、Ｔ_ａｃ（ｋ）＝Ｊ×（（ω_０（ｋ＋１）−ω_０（ｋ））／Δｔ）を演算して、ＴＤＣ−ＢＤＣ間の区間における動的な損失トルクの平均値Ｔ_ａｃ（ｋ）を算出する。
【００６７】
次のステップＳ２５では、（４）式を用いて実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）を求める。ここで（４）式の左辺は０であるため、Ｔ_ｆｗ（ｋ）＝−Ｔ_ａｃ（ｋ）となる。実施の形態１と同様、実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）はＴＤＣ−ＢＤＣの区間毎に求めることができ、クランク回転に伴ってステップＳ２１〜Ｓ２５の処理を行うことで、１又は複数の実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）を求めることができる。
【００６８】
次のステップＳ２６では、図２のマップのフリクショントルクＴ_ｆを補正する。具体的には、ステップＳ２５で求めた実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）とステップＳ２３で求めたフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）とを比較し、双方のフリクショントルクの値に差が生じている場合は、ステップＳ２５で求めた実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）を用いて図２のマップを補正する。具体的な補正方法は、図５及び図６で説明した方法と同様である。ステップＳ２６でフリクショントルクＴ_ｆを補正した後は、処理を終了する（ＥＮＤ）。
【００６９】
以上説明したように実施の形態２によれば、イグニッションスイッチ４６をオン（ＯＮ）からオフ（ＯＦＦ）へ切り換えた後、機関が停止するまでの間に動的な損失トルクＴ_ａｃを求めるようにしたため、損失トルクＴ_ａｃに基づいて機関停止時に実際に発生している実フリクショントルクＴ_ｆｗを求めることができる。これにより、実施の形態１と同様にマップのフリクション特性を補正することができ、図示トルクなどの特性値を正確に算出することが可能となる。
【００７０】
なお、実施の形態１及び２において、機関始動、または停止の度に実フリクショントルクＴ_ｆを算出する必要がない場合は、実フリクショントルクＴ_ｆを算出する頻度を低くしても良い。例えば、車両の走行距離、機関経過年数などのフリクション変化の要因となるパラメータから補正ロジックの実行条件を定め、条件が満たされた場合のみ実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出するようにしてもよい。これにより、演算負荷を低減することができる。
【００７１】
実施の形態３．
次に、本発明の実施の形態３について説明する。実施の形態３は、機関に負荷がかけられていない場合において、機関運転中の任意のタイミングで燃料噴射及び点火を停止し、その間に実フリクショントルクＴ_ｆｗを求めるものである。実フリクショントルクＴ_ｆｗを求める際には、実施の形態２と同様に（４）式を用いる。
【００７２】
機関運転時に燃料噴射及び点火を停止させた場合、燃焼によるトルクは発生せず、また、この状態では他の発生トルクもないため、実施の形態２と同様に（４）式の左辺は０となる。また、アイドリング状態など機関に負荷がかけられていない状態では、動的な損失トルクＴ_ａｃ及びフリクショントルクＴ_ｆｗ以外の負荷は生じない。従って、実施の形態２と同様に、（４）式から実フリクショントルクＴ_ｆｗを求めることができる。
【００７３】
実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出する際は、例えば車両の走行距離、機関経過年数などのフリクション変化の要因となるパラメータから補正ロジックの実行条件を定め、条件が満たされた場合に燃料噴射、点火を停止して実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出する。
【００７４】
以下、図８のフローチャートに基づいて、実施の形態３における処理の手順を説明する。先ず、ステップＳ３１では、燃料噴射弁３０からの燃料噴射の停止、及び燃料への点火の停止を行う。この際、損失トルクＴ_ａｃの算出区間中の１爆発行程で燃料噴射及び点火を停止する。
【００７５】
次のステップＳ３２では、クランク角位置が損失トルクＴ_ａｃの算出タイミングであるか否かを判定する。具体的には、クランク角がＴＤＣ＋１０°以降、ＢＤＣ＋１０°以降のいずれかの状態にあるか否かを判定する。トルク算出タイミングである場合はステップＳ３２へ進み、トルク算出タイミングでない場合はステップＳ３２で待機する。
【００７６】
次のステップＳ３３では、トルク算出に必要なパラメータを取得する。具体的には、機関回転数（Ｎｅ（ｋ）），冷却水温（ｔｈｗ（ｋ）），角速度（ω_０（ｋ），ω_０（ｋ＋１））、時間（Δｔ）などの各パラメータを取得する。
【００７７】
次のステップＳ３４では、図２のマップからフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を推定する。ここでは、ステップＳ３３で求めた機関回転数（Ｎｅ（ｋ））と冷却水温（ｔｈｗ（ｋ））を用い、図２のマップからフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を求める。
【００７８】
次のステップＳ３５では、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃ（ｋ）を算出する。ここでは、Ｔ_ａｃ（ｋ）＝Ｊ×（（ω_０（ｋ＋１）−ω_０（ｋ））／Δｔ）を演算して、ＴＤＣ−ＢＤＣ間の区間における動的な損失トルクの平均値Ｔ_ａｃ（ｋ）を算出する。
【００７９】
次のステップＳ３６では、（４）式を用いて実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）を求める。ここで（４）式の左辺は０であるため、Ｔ_ｆｗ（ｋ）＝−Ｔ_ａｃ（ｋ）となる。実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）はＴＤＣ−ＢＤＣの区間毎に求めることができ、クランク回転に伴ってステップＳ３１〜Ｓ３６の処理を行うことで、１又は複数の実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）を求めることができる。
【００８０】
次のステップＳ３７では、図２のマップのフリクショントルクＴ_ｆを補正する。具体的には、ステップＳ３６で求めた実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）とステップＳ３４で求めたフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）とを比較し、双方のフリクショントルクの値に差が生じている場合は、ステップＳ３６で求めた実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）を用いて図２のマップを補正する。具体的な補正方法は、図５及び図６で説明した方法と同様である。ステップＳ３７でフリクショントルクＴ_ｆを補正した後は、処理を終了する（ＥＮＤ）。実施の形態３では、機関回転数に制約を受けることなく実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出することができるため、特に、図６で説明した多点による補正が適している。
【００８１】
なお、燃料噴射及び点火を停止した場合であっても、ピストン３４によるポンピング損失が発生して実フリクショントルクＴ_ｆｗの算出値に影響を与える場合がある。このため、角加速度を算出するタイミングは、スロットルバルブ２２が全開時のときに行うことがより望ましい。これにより、ポンピング損失を最小限に抑えることができ、実フリクショントルクＴ_ｆｗを正確に求めることが可能となる。スロットルバルブ２２を全開するのに代えて、可変動弁系を備え、吸気弁および排気弁を閉じることで、ポンピング損失を少なくしても良い。
【００８２】
以上説明したように実施の形態３によれば、機関運転時に任意のタイミングで、燃料噴射及び点火を停止させることにより、動的な損失トルクＴ_ａｃから実フリクショントルクＴ_ｆｗを求めてマップのフリクション特性を補正することができる。また、機関回転数に制約を受けることなく実フリクショントルクＴ_ｆｗを求めることができるため、高回転時にフリクショントルクＴ_ｆを補正することもでき、図２のマップをより高い精度で補正することができる。従って、図示トルクの推定精度をより向上させることが可能となる。
【００８３】
なお、上述した各実施の形態では、機関回転数（Ｎｅ）と冷却水温（ｔｈｗ）から図２のマップを作成してフリクショントルクＴ_ｆを求めたが、機関の温度を油温などの他の情報から求め、これらの温度情報に基づいてフリクショントルクＴ_ｆを求めても良い。
【００８４】
実施の形態４．
次に、本発明の実施の形態４について説明する。実施の形態２では、イグニッションスイッチ４６がオフとなった状態では燃焼によるトルクが発生していないため、（４）式の左辺を０としている。一方、イグニッションスイッチ４６をオフにした後であっても、機関が停止するまでの間ではピストン３４が往復運動を続ける。ピストン３４の往復運動によって筒内への吸気が行われると、吸気通路１２が負圧となり、クランク軸３６の回転トルクにポンピング損失が発生する。従って、ポンピング損失分のトルクを考慮することにより、より高い精度で実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出することが可能となる。
【００８５】
同様に、機関始動時、機関運転中においても、吸気通路１２に負圧が発生するためポンピング損失が発生する。従って、実施の形態１，３においてもポンピング損失を考慮することにより、実フリクショントルクＴ_ｆｗを精度良く算出することができる。
【００８６】
特に、スロットルバルブ２２が閉じている場合は、スロットルバルブ２２が開いている場合と比べて吸気通路１２でより大きな負圧が発生するため、ポンピング損失を考慮することにより実フリクショントルクＴ_ｆｗの算出精度を高めることができる。
【００８７】
実施の形態４は、上述した各実施形態において、ポンピング損失を加味した上で実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出し、図２のマップをより高い精度で補正するものである。
【００８８】
図９は、ポンピング損失を説明するための模式図である。以下、図９に基づいてポンピング損失について詳細に説明する。図９（ａ）及び図９（ｂ）は、ともにスタータ４８でクランキングを行った場合の筒内圧力Ｐと筒内容積Ｖの関係を示す特性図（Ｐ−Ｖ線図）であって、筒内での燃焼を発生させていない状態でのＰ−Ｖ特性を示している。ここで、図９（ａ）はスロットルバルブ２２を全開にした場合を、図９（ｂ）はスロットルバルブ２２を全閉にした場合をそれぞれ示している。
【００８９】
図９（ａ）及び図９（ｂ）において、Ａ点は吸気行程の開始時（クランク角ＴＤＣ）における筒内圧力Ｐ及び筒内容積Ｖを、Ｂ点は圧縮行程の開始時（クランク角ＢＤＣ）における筒内圧力Ｐ及び筒内容積Ｖを、Ｃ点は爆発（膨張行程）行程の開始時（クランク角ＴＤＣ）における筒内圧力Ｐ及び筒内容積Ｖを、Ｄ点は排気行程の開始時（クランク角ＢＤＣ）における筒内圧力Ｐ及び筒内容積Ｖをそれぞれ示している。
【００９０】
図９（ａ）に示すように、スロットルバルブ２２が全開の場合は、吸気行程がＡ点から開始すると、筒内圧力がＰ_吸気（＝大気圧力）の状態でピストン３４の下降に伴って筒内容積Ｖが増加する。吸気行程が終了した時点での筒内圧力Ｐ及び筒内容積ＶはＢ点で示され、圧縮行程がＢ点から開始すると、圧縮行程では吸気バルブ、排気バルブが閉じられているため、Ｃ点までのＰ−Ｖ特性は曲線状に矢印ａ方向に推移する。そして、膨張行程がＣ点から開始すると、Ｐ−Ｖ特性は圧縮行程と逆の経路（矢印ｂ方向）へ推移してＤ点に達する。そして、排気行程がＤ点から開始すると、筒内圧力がＰ_排気（＝Ｐ_吸気）の状態でピストン３４の上昇に伴って筒内容積が減少し、Ｐ−Ｖ特性は吸気行程と逆の経路を推移してＡ点に戻る。
【００９１】
筒内容積が増加する際には筒内ガスによる正の仕事量が発生し、筒内容積が減少する場合は負の仕事量が発生する。スロットルバルブ２２が全開の場合は、Ｐ−Ｖ特性が吸気行程と排気行程で反対の経路を推移するため、吸気行程と排気行程で発生する仕事量の総和は０となる。また、圧縮行程と膨張行程においてもＰ−Ｖ特性が反対の経路を推移するため、圧縮行程と膨張行程で発生する仕事量の総和も０となる。従って、全行程においてポンピング損失は発生しない。
【００９２】
一方、図９（ｂ）に示すように、スロットルバルブ２２が全閉の場合は、吸気行程がＡ点から開始すると、吸気通路１２が負圧となるため、先ず筒内圧力がＰ_吸気まで低下する。そして、圧力がＰ_吸気の状態でピストン３４の下降に伴って筒内容積が増加する。吸気行程が終了して圧縮行程がＢ点から開始すると、吸気バルブ、排気バルブが閉じられているため、Ｃ点までのＰ−Ｖ特性は曲線状に矢印ａ方向に推移する。膨張行程がＣ点から開始すると、Ｐ−Ｖ特性は圧縮行程と逆の経路（矢印ｂ方向）を推移してＤ点に達する。そして、排気行程がＤ点から開始すると、排気バルブが開くため、筒内圧力がＰ_排気（＝大気圧）へ上昇する。そして、筒内圧力がＰ_排気の状態でピストン３４の上昇に伴って筒内容積が減少し、Ｐ−Ｖ特性はＡ点へ戻る。
【００９３】
このように、スロットルバルブ２２が全閉の場合は、圧縮行程と膨張行程ではＰ−Ｖ特性が反対の経路を推移するが、吸気行程と排気行程ではＰ−Ｖ特性が異なる経路を推移することとなる。従って、吸気行程と排気行程で発生する仕事は相殺されて仕事量の総和は０となるが、吸気行程と排気行程で発生する仕事は相殺されず、負の仕事量が発生する。この負の仕事量がポンピング損失となる。
【００９４】
具体的には、吸気行程では、図９（ｂ）にハッチングで示す面積Ｓ_２に相当する正の仕事量が発生する。一方、排気行程では、図９（ｂ）にハッチングで示す面積Ｓ_１と面積Ｓ_２の和に相当する負の仕事量が発生する。従って、吸気行程と排気行程で発生する仕事量の総和は、面積Ｓ_１に相当する負の仕事量となる。
【００９５】
図１０は、４気筒の機関における各気筒＃１〜＃４の筒内発生トルクを示す特性図である。図１０の特性は、図９と同様にスタータ４８でクランキングを行った場合の筒内発生トルクを示しており、筒内での燃焼が発生していない場合の特性を示している。図１０の特性は筒内圧センサを各気筒に設け、筒内圧から算出したトルクを示している。ここで、図１０（ａ）はスロットルバルブ２２を全開にした場合を、図１０（ｂ）はスロットルバルブ２２を全閉にした場合をそれぞれ示している。
【００９６】
図１０（ａ）に示すように、スロットルバルブ２２が全開の場合、上述したように吸気行程と排気行程で発生した仕事量が相殺され、また圧縮行程と膨張行程で発生した仕事量が相殺されることとなる。図１０（ａ）において、クランク角０〜１８０°の区間に着目すると、この区間では気筒＃４は吸気行程、気筒＃２は排気行程、気筒＃１は膨張行程、気筒＃３は圧縮行程となっている。従って、図９（ａ）で説明したように、＃４と＃２で発生した仕事量が相殺され、＃１と＃３で発生した仕事量が相殺されることとなる。すなわち、図１０（ａ）における＃４と＃２のハッチング部分の面積は等しく、また＃１と＃３のハッチング部分の面積は等しくなる。
【００９７】
一方、図１０（ｂ）に示すように、スロットルバルブ２２が全閉の場合、上述したように圧縮行程と膨張行程で発生した仕事量が相殺されるが、吸気行程と排気行程で発生した仕事量は相殺されない。従って、＃１と＃３で発生した仕事量は相殺されるが、＃４と＃２で発生した仕事量は相殺されないことになる。すなわち、図１０（ｂ）において＃４のハッチング部分の面積と＃２のハッチング部分の面積の差が、図９（ｂ）に示す面積Ｓ_１に相当する負の仕事となる。
【００９８】
実施の形態４では、図９（ｂ）及び図１０（ｂ）に示されるポンピング損失を考慮して実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出する。以下、ポンピング損失分に相当するトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）の算出方法を説明する。
【００９９】
上述したように、ポンピング損失分に相当するトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）は、図９（ｂ）における面積Ｓ_１に相当する仕事であり、排気行程中の筒内圧Ｐ_排気と吸気行程中の筒内圧Ｐ_吸気との差から算出される。吸気行程中の筒内圧Ｐ_吸気は、通常、吸気管圧Ｐｍで表すことができ、Ｐ_排気は大気圧（＝Ｐ_大気圧）に近似できるため、（５）式に示すように、ポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）はトルク算出区間（クランク角１８０°毎）の平均吸気管圧Ｐｍ（ｋ）の関数として算出できる。
【０１００】
【数５】

【０１０１】
（５）式において、トルク算出区間毎の平均吸気管圧力Ｐｍ（ｋ）は、吸気通路１２に設けた吸気圧センサ２９から検出する。平均吸気管圧Ｐｍ（ｋ）は、エアフロメータ２０で検出した吸入空気量（Ｇａ）から推定する方法、スロットル開度と機関回転数から推定する方法等から取得しても良い。Ｃ，Ｄは予め定められた補正係数であるが、運転状態（トルク算出区間における平均機関回転数、平均吸気管圧力など）に応じて変動する変数としても良い。（５）式に示されるように、Ｐｍ（ｋ）−Ｐ_大気圧を演算することにより図９（ｂ）におけるＰ_吸気とＰ_排気の差に相当する値が算出され、（Ｐｍ（ｋ）−Ｐ_大気圧）に係数Ｃを乗じ、係数Ｄを加算することでＴ_ｉｐｌ（ｋ）を算出することができる。
【０１０２】
図９（ｂ）では、１行程で発生するポンピング損失を理想化し、ポンピング損失が矩形状の面積Ｓ_１に相当するものとしたが、ポンピング損失が面積Ｓ_１で示される矩形状の面積に理想化されない場合も生じる。例えば、図９（ｂ）において破線で示すように、吸気行程がＡ点から開始された後、筒内圧力が直ちにＰ_吸気とならずに一定時間の経過後にＰ_吸気に達する場合がある。同様に、図９（ｂ）において破線で示すように、排気行程がＤ点から開始された後、一定時間の経過後に筒内圧力がＰ_排気に達する場合がある。（５）式では、補正係数Ｃ，Ｄを用いて（Ｐｍ（ｋ）−Ｐ_大気圧）を演算しているため、図９（ｂ）で破線で示すようにポンピング損失が面積Ｓ_１に理想化されていない場合であっても、補正係数Ｃ，Ｄによる適正化を行うことでポンピング損失を正確に算出することが可能となる。
【０１０３】
ポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）は、以下に示す（６）式から算出しても良い。（６）式は、（５）式のＰ_大気圧の代わりにトルク算出区間の平均背圧Ｐ_背圧（ｋ）（トルク算出区間における、排気行程中の気筒の平均筒内圧）を用いるものである。
【０１０４】
【数６】

【０１０５】
（６）式において、平均背圧Ｐ_背圧（ｋ）は、排気通路１４に設けた排気圧センサ３１の検出値から求める。また、（６）式において、Ｃ’は、（５）式における補正係数Ｃ，Ｄと同様に、定数または運転状態に応じた変数である。（６）式によれば、平均吸気管圧力Ｐｍ（ｋ）と平均背圧Ｐ_背圧（ｋ）とからポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）を算出することができる。
【０１０６】
（６）式における平均背圧Ｐ_背圧は、（５）式におけるＰ_大気圧と比較すると、図９（ｂ）におけるＰ_排気とより近似する。従って、（６）式では、平均背圧Ｐ_背圧を用いて演算することにより、Ｔ_ｉｐｌ（ｋ）を精度良く算出することができる。また、（５）式の係数Ｄを用いることなくＴ_ｉｐｌ（ｋ）を算出することができ、演算を簡略化することができる。
【０１０７】
また、以下の（８）〜（１０）式は、吸気行程の筒内圧の瞬時値（Ｐ_吸気（θ））または吸気管圧の瞬時値（Ｐｍ’（θ））と、排気行程の筒内圧の瞬時値（Ｐ_排気（θ））または背圧の瞬時値（Ｐ_背圧’、Ｐ_大気圧（θ））を用いて、簡易物理式からポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）を算出するものである。
【０１０８】
【数７】

【０１０９】
（７）式の右辺において、Ｔ_{ｇａｓ＿吸気}（ｋ）はトルク算出区間の吸気行程で発生する正の仕事量に相当するトルクであり、図９（ｂ）における面積Ｓ_２に対応する正の仕事量である。また、Ｔ_{ｇａｓ＿排気}（ｋ）はトルク算出区間の排気行程で発生する負の仕事量に相当するトルクであり、図９（ｂ）における面積Ｓ_１＋Ｓ_２に対応する負の仕事量である。
【０１１０】
（８）式は、吸気行程の筒内圧の瞬時値Ｐ_吸気（θ）及び排気行程の筒内圧の瞬時値（Ｐ_排気（θ））からＴ_{ｇａｓ＿吸気}（ｋ）、Ｔ_{ｇａｓ＿排気}（ｋ）を直接算出するものであり、各気筒に設けた筒内圧センサ等からＰ_吸気（θ）及びＰ_排気（θ）が正確に取得できる場合は（８）式からＴ_ｉｐｌ（ｋ）を算出することが望ましい。（８）式に示されるように、Ｔ_{ｇａｓ吸気}（ｋ）は、（１８０／π）、吸気行程の筒内圧の瞬時値Ｐ_吸気（θ）及び筒内容積の変化量（ｄＶ（θ）／ｄθ）の積の平均値（Ａｖｅｒａｇｅ（（１８０／π）・Ｐ_吸気（θ）・（ｄＶ_吸気（θ）／ｄθ）））から算出される。また、Ｔ_{ｇａｓ排気}（ｋ）は、（１８０／π）、排気行程の筒内圧の瞬時値Ｐ_排気（θ）及び筒内容積の変化量（ｄＶ（θ）／ｄθ）の積の平均値（Ａｖｅｒａｇｅ（（１８０／π）・Ｐ_排気（θ）・（ｄＶ_排気（θ）／ｄθ）））から算出される。
【０１１１】
（８）式中のＰ_吸気（θ）・（ｄＶ_吸気（θ）／ｄθ）は、吸気行程中のクランク角θの時点で発生した筒内トルクに相当する値であり、図１０（ｂ）に当てはめると、吸気行程が行われている＃４においてクランク角θの時点で発生した筒内トルクに相当する。従って、Ａｖｅｒａｇｅ（（１８０／π）・Ｐ_吸気（θ）・（ｄＶ_吸気（θ）／ｄθ））は、吸気行程中の筒内トルクの変動値を平均化した値に相当し、図１０（ｂ）では＃４の吸気行程で発生した筒内トルクの変動値を平均化した値に相当する。ここで（１８０／π）は単位を揃えるために乗じた係数である。同様に、Ｐ_排気（θ）・（ｄＶ_排気（θ）／ｄθ）は、排気行程中のクランク角θの時点で発生した筒内トルクに相当する値であり、図１０（ｂ）に当てはめると、排気行程が行われている＃２においてクランク角θの時点で発生した筒内トルクに相当する。従って、Ａｖｅｒａｇｅ（（１８０／π）・Ｐ_排気（θ）・（ｄＶ_排気（θ）／ｄθ））は、排気行程中の筒内トルクの変動値を平均化した値に相当し、図１０（ｂ）では＃２の排気行程で発生した筒内トルクの変動値を平均化した値に相当する。
【０１１２】
このように、吸気行程の筒内圧の瞬時値Ｐ_吸気（θ）及び排気行程の筒内圧の瞬時値（Ｐ_排気（θ））からＴ_{ｇａｓ＿吸気}（ｋ）、Ｔ_{ｇａｓ＿排気}（ｋ）を算出することで、筒内で発生したトルクに基づいてポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）を正確に算出することができる。
【０１１３】
（９）式では、（８）式におけるＰ_吸気（θ）の代わりに吸気管圧の瞬時値ｐｍ’（θ）を用い、また（８）式におけるＰ_排気（θ）の代わりに背圧の瞬時値Ｐ_背圧’（θ）を用いてＴ_ｉｐｌ（ｋ）を算出している。この際、吸気管圧の瞬時値ｐｍ’（θ）は吸気圧センサ２９から取得し、また背圧の瞬時値Ｐ_背圧’（θ）は排気圧センサ３１から取得する。（９）式によれば、筒内圧センサを設ける必要がなく、ｐｍ’（θ）及び値Ｐ_背圧’（θ）に基づいてＴ_ｉｐｌ（ｋ）を算出することができる。
【０１１４】
（１０）式では、（９）式における背圧の瞬時値Ｐ_背圧’（θ）の代わりに大気圧（Ｐ_大気圧（θ））を用いてＴ_ｉｐｌ（ｋ）を算出している。従って、（１０）式によれば背圧の瞬時値Ｐ_背圧’（θ）を求めることなく、Ｐ_大気圧（θ）に基づいてＴ_ｉｐｌ（ｋ）を算出することができる。
【０１１５】
また、ポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）は、ＥＣＵ４０が記憶しているマップから取得するようにしても良い。例えば、トルク算出区間における平均吸気管圧及び区間平均機関回転数と、ポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）との関係を定めたマップをＥＣＵ４０に記憶させておき、このマップからＴ_ｉｐｌ（ｋ）を取得するようにしても良い。
【０１１６】
上述した方法でポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）を算出した後、Ｔ_ｉｐｌ（ｋ）を用いて実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出する。具体的には、実施の形態１においてポンピング損失分を考慮して実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出する場合は、（１）式の左辺のＷｅにポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）を加算する。これにより、スタータ４８へ供給された電気エネルギーの平均値Ｗｅに対するポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）による減少分を加味することができ、（１）式の右辺の実フリクショントルクＴ_ｆｗの算出精度を高めることができる。同様に、実施の形態２，３においてポンピング損失分を考慮して実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出する場合は、（４）式の左辺にポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）を加算する。これにより、ポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）を加味した上で、（４）式の右辺の実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出することができる。なお、ここで（１）式または（４）式に加算されるＴ_ｉｐｌ（ｋ）はいずれも図９（ｂ）の面積Ｓ_１に対応する負の値である。
【０１１７】
以下、図１１のフローチャートに基づいて、実施の形態４における処理の手順を説明する。図１１のフローチャートは、実施の形態２のフリクショントルク補正においてポンピング損失分を考慮した場合の処理を示している。
【０１１８】
先ず、ステップＳ４０では機関停止時におけるフリクショントルク算出時であるか否かを判定する。具体的には、イグニッションスイッチ４６がオン（ＯＮ）からオフ（ＯＦＦ）に切り換わった後であって、且つ最後の燃料爆発後であるか否かを判定する。機関停止時におけるフリクショントルク算出時のときはステップＳ２１へ進み、フリクショントルク算出時でないときは終了する（ＥＮＤ）。
【０１１９】
次のステップＳ４１では、クランク角位置が損失トルクＴ_ａｃの算出タイミングであるか否かを判定する。具体的には、クランク角がＴＤＣ＋１０°以降、ＢＤＣ＋１０°以降のいずれかの状態にあるか否かを判定する。トルク算出タイミングである場合はステップＳ４２へ進み、トルク算出タイミングでない場合は終了する（ＥＮＤ）。
【０１２０】
次のステップＳ４２では、トルク算出に必要なパラメータを取得する。具体的には、機関回転数（Ｎｅ（ｋ）），冷却水温（ｔｈｗ（ｋ）），角速度（ω_０（ｋ），ω_０（ｋ＋１））、時間（Δｔ）などの各パラメータを取得する。
【０１２１】
次のステップＳ４３では、図２のマップからフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を推定する。ここでは、ステップＳ４２で求めた機関回転数（Ｎｅ（ｋ））と冷却水温（ｔｈｗ（ｋ））を用い、図２のマップからフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）を求める。
【０１２２】
次のステップＳ４４では、角加速度に起因する動的な損失トルクＴ_ａｃ（ｋ）を算出する。ここでは、Ｔ_ａｃ（ｋ）＝Ｊ×（（ω_０（ｋ＋１）−ω_０（ｋ））／Δｔ）を演算して、ＴＤＣ−ＢＤＣの区間における動的な損失トルクの平均値Ｔ_ａｃ（ｋ）を算出する。
【０１２３】
次のステップＳ４５では、ポンピング損失を算出する。ここでは、（５）式に基づいてポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）を算出する。次のステップＳ４６では、ポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）から損失トルクＴ_ａｃ（ｋ）を減算して実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）を求める。上述したように、実施の形態２においてポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）を考慮して実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）を算出する場合、（４）式の左辺にＴ_ｉｐｌ（ｋ）を加算するため、実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）はポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）と損失トルクＴ_ａｃ（ｋ）との差として算出される。
【０１２４】
次のステップＳ４７では、図２のマップのフリクショントルクＴ_ｆを補正する。具体的には、ステップＳ４６で求めた実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）とステップＳ４３で求めたフリクショントルクＴ_ｆ（ｋ）とを比較し、双方のフリクショントルクの値に差が生じている場合は、ステップＳ４６で求めた実フリクショントルクＴ_ｆｗ（ｋ）を用いて図２のマップを補正する。ステップＳ４７でフリクショントルクＴ_ｆを補正した後は、処理を終了する（ＥＮＤ）。
【０１２５】
図１１のフローチャートでは、ポンピング損失を考慮したフリクショントルク補正を実施の形態２の方法に適用したが、上述したように実施の形態１，３におけるフリクショントルク補正に適用することも可能である。
【０１２６】
以上説明したように実施の形態４によれば、ポンピング損失分のトルクＴ_ｉｐｌ（ｋ）を考慮して実フリクショントルクＴ_ｆｗを算出するようにしたため、図２のマップのフリクション特性を高い精度で補正することができ、図示トルクなどの特性値を高精度に算出することが可能となる。
【０１２７】
実施の形態５．
次に、本発明の実施の形態５について説明する。実施の形態５は、ポンピング損失を最小限に抑えるように吸入空気量を制御するものである。
【０１２８】
実施の形態４で説明したように、吸気通路１２でポンピング損失が生じると、実フリクショントルクＴ_ｆｗの算出精度に影響を与える場合がある。実施の形態４では、実施の形態２と同様に機関停止時に実フリクショントルクＴ_ｆｗを求める場合において、スロットルバルブ２２を全開にしてポンピング損失の発生を最小限に抑えるものである。
【０１２９】
以下、図１２のフローチャートに基づいて、実施の形態５における処理の手順を説明する。先ず、ステップＳ５１では機関停止時におけるフリクショントルク算出時であるか否かを判定する。具体的には、イグニッションスイッチ４６がオン（ＯＮ）からオフ（ＯＦＦ）に切り換わった後であって、且つ最後の燃料爆発後であるか否かを判定する。機関停止時におけるフリクショントルク算出時のときはステップＳ５２へ進み、フリクショントルク算出時でないときは終了する（ＥＮＤ）。
【０１３０】
次のステップＳ５２では、ＥＣＵ４０からの指令によりスロットルバルブ２２を全開にする。次のステップＳ５３では、トルク算出タイミングであるか否かを判定する。ステップＳ５３の処理は、図７のステップＳ２１の処理と同様である。ステップＳ５３でトルク算出タイミングであることが判定された場合はステップＳ５４へ進み、フリクション補正ロジックを実施する。すなわち、ステップＳ５４では図７のステップＳ２２〜ステップＳ２６の処理を行う。ステップＳ５４でフリクション補正ロジックを実施した後は、処理を修了する（ＥＮＤ）。
【０１３１】
図１２の処理によれば、機関停止時におけるフリクショントルク算出時と判定された場合にスロットルバルブ２２を全開にするようにしたため、筒内への吸入空気量を制御することができ、吸気通路１２におけるポンピング損失の発生を最小限に抑えることが可能となる。そして、スロットルバルブ２２を全開にした状態で、実施の形態２と同様にフリクション補正ロジックを実施することにより、ポンピング損失が実フリクショントルクＴ_ｆｗの算出精度に与える影響を最小限に抑えることができる。従って、マップのフリクション特性を高い精度で補正することができ、図示トルクなどの特性値を高精度に算出することが可能となる。
【０１３２】
なお、実施の形態５では、機関停止時にスロットルバルブ２２を全開にして吸入空気量を制御したが、吸気バルブのリフト量を制御するなどの方法で吸入空気量を制御するようにしても良い。
【０１３３】
また、実施の形態５による吸入空気量制御は、実施の形態１，３におけるフリクショントルク補正に適用しても良い。更に、実施の形態４によるポンピング損失を考慮したフリクショントルク補正と併用しても良い。
【０１３４】
【発明の効果】
この発明は、以上説明したように構成されているので、以下に示すような効果を奏する。
【０１３５】
請求項１記載の発明によれば、実フリクショントルクに基づいて補正フリクショントルクを取得するようにしたため、経時変化などの要因から標準フリクショントルクに誤差が生じた場合であっても、フリクショントルクを正確に求めることが可能となる。
【０１３６】
請求項２記載の発明によれば、機関始動後、燃料が最初に爆発するまでの間にクランク角加速度を求めるようにしたため、動的な損失トルクとスタータへの供給エネルギーに基づいて実フリクショントルクを算出することができる。
【０１３７】
請求項３記載の発明によれば、イグニッションスイッチが運転状態から停止状態に切り換わった後、機関が停止するまでの間にクランク角加速度を求めるようにしたため、動的な損失トルクに基づいて実フリクショントルクを算出することができる。
【０１３８】
請求項４記載の発明によれば、燃焼トルク発生停止手段によって燃焼によるトルク発生を停止させた状態でクランク角加速度を求めるようにしたため、機関運転中に任意のタイミングで動的な損失トルクを求めることができ、動的な損失トルクに基づいて実フリクショントルクを算出することができる。
【０１３９】
請求項５記載の発明によれば、クランク軸が所定の区間を回転する際の所要時間と、この区間の両端でのクランク角速度とからクランク角加速度を正確に求めることができる。
【０１４０】
請求項６記載の発明によれば、上死点と下死点を両端とする区間でクランク角速度を求めるため、フリクショントルクの瞬時挙動による影響を排除して正確に実フリクショントルクを求めることができる。
【０１４１】
請求項７記載の発明によれば、吸気通路におけるポンピング損失に基づいて前記実フリクショントルクを補正するようにしたため、フリクショントルクをより高精度に求めることができる。
【０１４２】
請求項８記載の発明によれば、イグニッションスイッチが運転から停止の状態に切り換わった後に吸入空気量が増加するように制御を行うため、吸気通路におけるポンピング損失の発生を抑えることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態１にかかる内燃機関の燃焼状態推定装置及びその周辺の構造を説明するための図である。
【図２】フリクショントルクと機関回転数及び冷却水温との関係を表すマップを示す模式図である。
【図３】クランク軸の角加速度を求める方法を示す模式図である。
【図４】実施の形態１における処理の手順を示すフローチャートである。
【図５】フリクショントルクＴ_ｆの補正方法を示す模式図である。
【図６】フリクショントルクＴ_ｆの補正方法を示す模式図である。
【図７】実施の形態２における処理の手順を示すフローチャートである。
【図８】実施の形態３における処理の手順を示すフローチャートである。
【図９】ポンピング損失を説明するための模式図である。
【図１０】４気筒の機関における各気筒の筒内発生トルクを示す特性図である。
【図１１】実施の形態４における処理の手順を示すフローチャートである。
【図１２】実施の形態５における処理の手順を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１０ 内燃機関
３４ ピストン
３６ クランク軸
３８ クランク角センサ
４０ ＥＣＵ
４２ 水温センサ
４６ イグニッションスイッチ
４８ スタータ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an internal combustion engine, and is suitably applied to an internal combustion engine for estimating friction torque.
[0002]
[Prior art]
It is known to calculate friction torque in order to obtain the indicated torque of an internal combustion engine. For example, Japanese Patent Application Laid-Open No. H11-294213 describes calculating friction torque from a map of engine speed and water temperature.
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-11-294213
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, the value of the friction torque changes due to a change with time, environment, and the like. In the method described in the publication, an error may be included in the calculated friction torque because a change with time of the friction torque or the like is not considered.
[0005]
The present invention has been made to solve the above-described problem, and has as its object to obtain a friction torque of an internal combustion engine with high accuracy.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention, there is provided a storage means for storing a standard friction characteristic which defines a relationship between a predetermined parameter and a friction torque of an engine, wherein the torque generation by combustion is stopped. Angular acceleration calculating means for calculating crank angular acceleration; loss torque calculating means for calculating dynamic loss torque based on the crank angular acceleration and the moment of inertia of the engine; Actual friction torque calculating means for obtaining the calculated actual friction torque, and corrected friction torque obtaining means for obtaining a corrected friction torque based on the actual friction torque and the standard friction torque characteristic.
[0007]
According to a second aspect of the present invention, there is provided a control apparatus for an internal combustion engine according to the first aspect, wherein a starter for starting the engine, and a supply energy calculating means for obtaining an energy supply to the starter are provided. Wherein the angular acceleration calculation means determines the crank angular acceleration after the engine is started and before fuel first explodes, and the actual friction torque calculation means is based on the loss torque and the supply energy. It is characterized in that the actual friction torque is obtained.
[0008]
In order to achieve the above object, the invention according to claim 3 is the control device for an internal combustion engine according to claim 1, further comprising an ignition switch for switching an operation state or a stop state of the engine. After the ignition switch is switched from a running state to a stopped state, the crank angular acceleration is obtained until the engine stops.
[0009]
According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a control device for an internal combustion engine according to the first aspect, wherein fuel injection or ignition of fuel is stopped at an arbitrary timing during operation of the engine. A combustion torque generation stopping unit for stopping generation of torque due to combustion is provided, and the angular acceleration calculation unit obtains the crank angular acceleration at the timing when the generation of torque due to combustion is stopped.
[0010]
According to a fifth aspect of the present invention, in order to achieve the above object, the control device for an internal combustion engine according to any one of the first to fourth aspects, further comprising: an angular velocity detecting means for detecting a crank angular velocity; The calculation means calculates the crank angular acceleration from the time required for the crankshaft to rotate in a predetermined section and the crank angular velocities at both ends of the section.
[0011]
According to a sixth aspect of the present invention, there is provided the control device for an internal combustion engine according to the fifth aspect, wherein the predetermined section is a section having a top dead center and a bottom dead center at both ends. It is characterized by the following.
[0012]
According to a seventh aspect of the present invention, there is provided a control device for an internal combustion engine according to any one of the first to sixth aspects, wherein the intake pressure acquiring means for acquiring an intake pressure; And a correction means for correcting the actual friction torque based on the pumping loss.
[0013]
In order to achieve the above object, the invention according to claim 8 is the control device for an internal combustion engine according to claim 3, further comprising intake air amount control means for controlling an intake air amount, wherein the intake air amount control means Is characterized in that control is performed so that the intake air amount increases after the ignition switch is switched from a running state to a stopped state.
[0014]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, some embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. Elements common to the drawings are denoted by the same reference numerals, and redundant description will be omitted. The present invention is not limited by the following embodiments.
[0015]
Embodiment 1 FIG.
FIG. 1 is a diagram for explaining a control device for an internal combustion engine and a structure around the control device according to the first embodiment of the present invention. An intake passage 12 and an exhaust passage 14 communicate with the internal combustion engine 10. The intake passage 12 includes an air filter 16 at an end on the upstream side. The air filter 16 is provided with an intake air temperature sensor 18 for detecting the intake air temperature THA (that is, the outside air temperature). The exhaust passage 14 is provided with an exhaust purification catalyst 32 and an exhaust pressure sensor 31 for detecting exhaust pressure.
[0016]
An air flow meter 20 is arranged downstream of the air filter 16. Downstream of the air flow meter 20, a throttle valve 22 is provided. The throttle valve 22 is formed of, for example, an electronic throttle valve, and its opening is controlled based on a command from the ECU 40. In the vicinity of the throttle valve 22, there are arranged a throttle sensor 24 for detecting the throttle opening TA and an idle switch 26 which is turned on when the throttle valve 22 is fully closed.
[0017]
A surge tank 28 is provided downstream of the throttle valve 22. An intake pipe pressure sensor 29 for detecting the pressure of the intake passage 12 (intake pipe pressure) is provided near the surge tank 28. Further, a fuel injection valve 30 for injecting fuel into an intake port of the internal combustion engine 10 is disposed further downstream of the surge tank 28.
[0018]
Each cylinder of the internal combustion engine 10 has a piston 34. The piston 34 is connected to a crankshaft 36 driven to rotate by the reciprocating motion. The vehicle drive system and accessories (such as an air conditioner compressor, alternator, torque converter, and power steering pump) are driven by the rotational torque of the crankshaft 36. A crank angle sensor 38 for detecting a rotation angle of the crank shaft 36 is attached near the crank shaft 36. The cylinder block of the internal combustion engine 10 is provided with a water temperature sensor 42 for detecting a cooling water temperature.
[0019]
As shown in FIG. 1, the combustion state estimating device of the present embodiment includes an ECU (Electronic Control Unit) 40. The ECU 40 is connected to a vehicle speed sensor 44 for detecting a vehicle speed SPD, in addition to the various sensors and the fuel injection valve 30 described above.
[0020]
Further, the ECU 40 is connected with an ignition switch 46 for switching between an operation state and a stop state of the engine, and a starter 48 for executing cranking and rotating the crankshaft 36 when the engine is started. When the ignition switch 46 is switched from OFF (OFF) to ON (ON), cranking is performed by the starter 48, fuel is injected from the fuel injection valve 30, and the engine is started by ignition. When the ignition switch 46 is switched from ON (ON) to OFF (OFF), fuel injection and ignition by the fuel injection valve 30 are stopped, and the engine is stopped.
[0021]
Next, a control method of the internal combustion engine 10 by the system of FIG. 1 will be specifically described. First, the friction torque will be described. FIG. 2 shows the friction torque T_f2 is a map showing a relationship between the engine speed (Ne) of the internal combustion engine 10 and a cooling water temperature (thw). Friction torque T_fIs the torque due to the mechanical friction of each fitting portion such as the friction between the piston 34 and the inner wall of the cylinder, and includes the torque due to the mechanical friction of the accessories. Here, the cooling water temperature becomes higher in the order of thw1 → thw2 → thw3. As shown in FIG. 2, the friction torque T_fTends to increase as the engine speed (Ne) increases, and to increase as the cooling water temperature (thw) decreases.
[0022]
Friction torque T due to fluctuation of crank angle_fAre complex and vary widely. However, friction torque T_fIs mainly dependent on the speed of the piston 34. When the engine is a four-cylinder engine, each stroke is repeated for each cylinder at every 180 ° crank angle, so that the average value of the speed of all the pistons 34 at every 180 ° is Become equal. Therefore, in the case of a four-cylinder engine, if attention is paid to the section from TDC (top dead center) to BDC (bottom dead center) or from BDC (bottom dead center) to TDC (top dead center), the friction torque for each section T_fAre almost constant. Therefore, in the case of a four-cylinder engine, the friction torque T_fIs calculated as an average value for each section between TDC and BDC, the friction torque T_fAnd the relationship between the engine speed (Ne) and the cooling water temperature (thw) can be accurately grasped.
[0023]
Therefore, the map of FIG. 2 shows that the frictional torque T generated when the crankshaft 36 is rotated between TDC and BDC by varying the engine speed (Ne) and the cooling water temperature (thw) as parameters._fIs measured and the average value is calculated. In FIG. 2, the friction torque T_fSimilarly, the engine speed (Ne) and the cooling water temperature (thw) are also average values in this section.
[0024]
In more detail, the friction torque T_fIs a section where the average value of the inertial torque due to the reciprocating inertial mass of the piston 34 or the like in the engine is 0. In the section where the average value of the inertial torque is 0, the inertia torque due to the members having the reciprocating inertial mass of each cylinder is canceled out, and the average value of the speed of the piston 34 is substantially equal in each section. In the description of the embodiment, assuming that the engine has four cylinders, the torque calculation section is a section having a crank angle of 180 ° with both ends of TDC-BDC. However, the case where the present invention is applied to an internal combustion engine of another number of cylinders Can be applied by setting the torque calculation section to a section where the average value of the inertial torque due to the reciprocating inertial mass is 0.
[0025]
The ECU 40 stores the map of FIG. 2 in the memory. The ECU 40 uses this map to calculate the friction torque T_fIs estimated, and the estimated value is used for calculating the indicated torque. Friction torque T_fIs estimated, the average value of the cooling water temperature between TDC and BDC and the average value of the engine speed are applied to the map of FIG._fFind the average value of At this time, the cooling water temperature is detected from a water temperature sensor 42, and the engine speed is detected from a crank angle sensor 38, respectively. Thereby, the friction torque T in the section between TDC and BDC_fCan be accurately estimated, and the friction torque T_fThe indicated torque can be accurately obtained based on
[0026]
If the parameters related to the change over time such as the total operating hours of the engine, the elapsed years of the engine, and the mileage of the vehicle are relatively small, the friction torque T can be accurately obtained from the map of FIG._fCan be requested. However, when the total number of operating hours and the length of the driving engine increase, the friction torque changes with time due to factors such as an increase in the clearance of the sliding portion. Therefore, the friction torque T obtained from the map of FIG._fAnd an actual friction torque. The control device of the present embodiment has a friction torque T_fIs calculated when the engine is started and the map shown in FIG. 2 is corrected to accurately calculate the friction torque thereafter.
[0027]
At the time of cranking at the time of starting the engine, the crankshaft 36 is driven by the starter 48. The control device according to the present embodiment controls the actual friction torque T that is actually generated after the crankshaft 36 starts rotating due to the cranking and before the fuel injected from the fuel injection valve 30 explodes._fwAsk for. That is, while the crankshaft 36 is driven using only the starter 48 as a drive source, the actual friction torque T_fwAsk for. And the actual friction torque T_fwThe map of FIG. 2 is corrected based on. Actual friction torque T_fwThe following equation (1) is used to obtain
[0028]
(Equation 1)

[0029]
The left side of the equation (1) indicates the torque generated by the starter 48, and the average value W of the electric energy supplied to the starter 48_eIndicated by The right side of the equation (1) indicates the torque that consumes the torque generated by the starter 48, J is the moment of inertia of the engine, dω / dt is the angular acceleration of the crankshaft 36, T_fwIndicates actual friction torque actually generated at the time of starting. Here, J × (dω / dt) is a dynamic loss torque (= T) due to the angular acceleration of the crankshaft 36 at the time of starting._ac). When the engine is started, the shift gear is in the neutral position and idling is performed._ac, T_fwOther than the above, there is almost no torque that consumes the torque generated by the starter 48.
[0030]
In the equation (1), the supply average electric energy W_eCan be obtained from the electric power supplied to the starter 48, and the dynamic loss torque T due to the angular acceleration_acCan also be calculated from the angular acceleration of the crankshaft 36. At this time, the friction torque T shown in the map of FIG._fIs the average value during the rotation of the crankshaft 36 between TDC and BDC, so that the actual friction torque T_fwMust be obtained as the average value of this section. Therefore, the supply average electric energy W_eAnd loss torque T_acIs also obtained as an average value in this section. Then, the supply average electric energy W_eFrom loss torque T_acIs subtracted to obtain the actual friction torque T in this section._fwCan be calculated.
[0031]
As a result, the actual friction torque T_fwAnd the friction torque T estimated from the map of FIG._fBy comparing with, the change with time of the friction torque can be obtained, and the map can be corrected in consideration of the change with time.
[0032]
First, dynamic loss torque T due to angular acceleration_ac= J × (dω / dt) will be described. From equation (1), the loss torque T_acCan be obtained by multiplying the moment of inertia J of the drive member by the angular acceleration dω / dt of the crankshaft 36. FIG. 3 is a schematic diagram showing a method for obtaining the angular acceleration of the crankshaft 36. As shown in FIG. 3, in the present embodiment, a crank angle signal is detected from the crank angle sensor 38 every 10 ° of the rotation of the crank shaft 36.
[0033]
Dynamic loss torque T due to angular acceleration_acIs calculated as an average value between TDC and BDC, the control device of the present embodiment uses two crank angle positions (θ₀(K), θ₀(K + 1)) and the angular velocity ω₀(K), ω₀(K + 1) is obtained, and at the same time, a time Δt (k) during which the crankshaft 36 rotates between TDC and BDC is obtained.
[0034]
Angular velocity ω₀When calculating (k), as shown in FIG. 3, for example, the time Δt during which the crankshaft 36 rotates through an angle range of 10 ° back and forth from the position of TDC.₀(K), Δt₁₀(K) is detected from the crank angle sensor 38. And the time Δt₀(K) + Δt₁₀Since the crankshaft 36 rotates 20 ° during (k), ω₀(K) = (20 / (Δt)₀(K) + Δt₁₀(K))) × (π / 180) to calculate ω₀(K) [rad / s] can be calculated. Similarly, ω₀When calculating (k + 1), the time Δt during which the crankshaft 36 rotates through an angle range of 10 ° back and forth from the position of the BDC.₀(K + 1), Δt₁₀(K + 1) is detected. And ω₀(K + 1) = (20 / (Δt)₀(K + 1) + Δt₁₀(K + 1))) × (π / 180) to calculate ω₀(K + 1) [rad / s] can be calculated.
[0035]
Angular velocity ω₀(K), ω₀After obtaining (k + 1), (ω₀(K + 1) -ω₀(K)) / Δt (k) is calculated, and the average value of the angular acceleration during the rotation of the crankshaft 36 between TDC and BDC is calculated.
[0036]
After calculating the average value of the angular acceleration, the average value of the angular acceleration is multiplied by the moment of inertia J according to the right side of the equation (1). Thereby, the average value of the dynamic loss torque J × (dω / dt) during the rotation of the crankshaft 36 between TDC and BDC can be calculated. Note that the moment of inertia J of the drive unit is obtained in advance from the inertial mass of the drive component.
[0037]
Next, supply average electric energy W_eThe calculation method of will be described. Supply average electric energy W_eCan be obtained as an average work amount given to the engine by the starter 48 in the TDC-BDC calculation section. That is, in this section, W is calculated by calculating (average electric energy [J / s] supplied to the starter) × (calculation section time Δt [s])._e[J] can be obtained. At this time, since the electric energy supplied to the starter 48 varies according to the crank angle, the calculation section is divided into a plurality of sections and averaged using the following equation (2).
[0038]
(Equation 2)

[0039]
In the equation (2), N indicates the number of divisions of the calculation section, and W indicates the electric energy supplied to the starter 48 in each of the divided sections. In the example shown in FIG. 3, the calculation section between TDC and BDC is divided every 10 ° of the crank angle, and the electric energy W supplied to the starter every 10 °.₁₀(K), W₂₀(K) ・ ・ ・ W₁₇₀(K), W₀(K + 1) is obtained and averaged.
[0040]
Note that the supply average electric energy W_eMay be considered as the correction amount, the amount of influence of the starter 48 such as heat loss. For example, by measuring the influence of heat loss in advance and correcting the calculated electric energy, the average supply electric energy W_eCan be obtained with higher accuracy.
[0041]
Next, a procedure of processing in the control device of the present embodiment will be described based on the flowchart of FIG. First, in step S10, it is determined whether or not it is time to calculate the friction torque at the time of starting the engine. Specifically, it is determined whether or not the ignition switch 46 has been switched from off (OFF) to on (ON) and before the fuel explosion. When the friction torque is calculated at the time of starting the engine, the process proceeds to step S11. When the friction torque is not calculated, the process ends (END).
[0042]
In the next step S11, the crank angle position indicates the loss torque T_acIs determined. Specifically, it is determined whether the crank angle is in any state after TDC + 10 ° and after BDC + 10 °. When it is the torque calculation timing, the process proceeds to step S12, and when it is not the torque calculation timing, the process ends (END).
[0043]
In the next step S12, parameters necessary for calculating the torque are obtained. Specifically, the engine speed (Ne (k)), the cooling water temperature (thw (k)), the angular velocity (ω₀(K), ω₀(K + 1)) and time (Δt).
[0044]
In the next step S13, the friction torque T is obtained from the map shown in FIG._fEstimate (k). Here, using the engine speed (Ne (k)) and the cooling water temperature (thw (k)) obtained in step S12, the friction torque T_fFind (k).
[0045]
In the next step S14, a dynamic loss torque T due to the angular acceleration_ac(K) is calculated. Here, T_ac(K) = J × ((ω₀(K + 1) -ω₀(K)) / Δt) to calculate the average value T of the dynamic loss torque in the TDC-BDC section._ac(K) is calculated.
[0046]
In the next step S15, the supply average electric energy W is calculated by using the equation (2)._e(K) is calculated. In the next step S16, the supply average electric energy W_eFrom (k), the loss torque T_ac(K) is subtracted to obtain the actual friction torque T_fwFind (k). Thus, the actual friction torque T_fw(K) can be obtained for each TDC-BDC section, and by performing the processing of steps S11 to S16 with the rotation of the crankshaft 36, one or a plurality of actual friction torques T_fw(K), T_fw(K + 1)... Can be obtained.
[0047]
In the next step S17, the friction torque T in the map of FIG._fIs corrected. Specifically, the actual friction torque T obtained in step S16_fw(K) and the friction torque T obtained in step S3_f(K), and if there is a difference between the two friction torque values, the actual friction torque T_fwThe map of FIG. 2 is corrected using (k). In step S17, the friction torque T_fIs corrected, the process ends (END).
[0048]
5 and 6 are schematic diagrams showing a method for correcting the map of FIG. FIG. 5 shows one actual friction torque T_fwShows a method for correcting the map using the values of. FIG. 6 shows two actual friction torques T._fwShows a method for correcting the map using the values of.
[0049]
In the method of FIG. 5, the T obtained from the map_f(= Map (Ne, thw)) and the T obtained in step S6._fwDifference ΔT_fAnd ΔT_fOf the map as a correction coefficient_fCorrect the value of. That is, T_f(After correction) = function (ΔT_f, Map (Ne, thw)). For example,
T_f(After correction) = Map (Ne, thw) + C₁・ ΔT_f
T before correction_fAnd ΔT_fIs a predetermined coefficient C₁The value obtained by multiplication is added to the corrected T_fAsk for. Also,
T_f(After correction) = C₂・ ΔT_f・ Map (Ne, thw)
T before correction_fAnd ΔT_fIs a predetermined coefficient C₂The value obtained by multiplication is multiplied by the corrected T_fYou may ask. According to the method of FIG. 5, the actual friction torque T_fwBased on the map T_fCan be corrected.
[0050]
The method of FIG._fw1And T_fw2Using the two values of_f1And T_fw1Difference ΔT_f1And T_f2And T_fw2Difference ΔT_f2And ΔT_f1, ΔT_f2Of the map as a correction coefficient_fCorrect the value of. That is, T_f(After correction) = function (ΔT_f1, ΔT_f2, Map (Ne, thw)). For example, based on the following equation, T_fAnd T_fw1And T_fw2The average value of₃The value obtained by multiplication is added to the corrected T_fAsk for.
T_f(After correction) = Map (Ne, thw) + C₃・ ((ΔT_f1+ ΔT_f2) / 2)
[0051]
According to the method of FIG. 6, two actual friction torques T_fw1, T_fw2Based on the map T_fTogether with the absolute value of_fCan also be corrected.
[0052]
Thus, in the present embodiment, the actual friction torque T obtained at the time of starting is_fw2 is corrected based on the frictional torque, the corrected friction torque T can be used even if the friction torque changes with time._fCan be calculated with high accuracy.
[0053]
Next, the corrected friction torque T_fA method for obtaining the indicated torque of the internal combustion engine 10 using the following will be described. In the present embodiment, the indicated torque is calculated using the following equation (3).
[0054]
(Equation 3)

[0055]
In the equation (3), the indicated torque T_iIs a torque generated on the crankshaft 36 by combustion of the engine. Similarly to the equation (1), J is the moment of inertia of the engine, dω / dt is the angular acceleration of the crankshaft 36, and T_fIs the corrected friction torque, T_lIndicates a load torque received from the road surface during traveling. Load torque T_lIs a torque due to disturbance such as a road surface condition during traveling.
[0056]
As shown in equation (3), the indicated torque T_iIs the dynamic loss torque J × (dω / dt) due to the angular acceleration, and the friction torque T_f, And load torque T_lCan be obtained as the sum of
[0057]
In equation (3), the dynamic loss torque T due to the angular acceleration_ac= J × (dω / dt) can be calculated by the method described with reference to FIG. Also, the load torque T_lIs zero in a state where the shift gear is in a neutral state such as an idling state where the vehicle is stopped. When the vehicle is running, it is obtained from a detection value from a tilt sensor or the like. Then, the loss torque T_ac, Load torque T_lAnd the corrected friction torque T_fAre added to obtain the indicated torque T_iCan be calculated. Thereby, the torque generated in the crankshaft 36 is obtained, and various information such as the output of the engine and the combustion state can be obtained accurately.
[0058]
As described above, according to the first embodiment, the supply average electric energy W of the starter 48 in a state where no torque due to combustion is generated when the engine is started._eAnd dynamic loss torque T caused by angular acceleration_ac, The average supply electric energy W_eAnd loss torque T_acBased on the actual friction torque T actually generated at the time of starting._fwCan be requested. As a result, the friction torque T of the map depends on factors such as aging._fAnd the actual friction torque T_fwIf there is a difference between_fwThe friction characteristics of the map can be corrected on the basis of this, and the subsequent calculation of the friction torque can be performed accurately. Thereby, the friction torque T_fOf the controllability due to the change of the friction torque T_fIndicated torque T based on_iIt is possible to accurately calculate such characteristic values.
[0059]
Embodiment 2 FIG.
Next, a second embodiment of the present invention will be described. In the second embodiment, after the ignition switch 46 is switched from ON (ON) to OFF (OFF), fuel injection and ignition are stopped, and the actual friction torque T is maintained until the engine stops._fwAsk for. Then, similarly to the first embodiment, the actual friction torque T_fwThe map of FIG. 2 is corrected based on. Actual friction torque T_fwIs obtained by using the following equation (4).
[0060]
(Equation 4)

[0061]
The right side of equation (4) is the same as equation (1). When the ignition switch 46 is turned off (OFF), fuel injection and ignition are stopped, so that no torque is generated by combustion as in the first embodiment. In this state, since there is no other generated torque, the left side of equation (4) is zero. Therefore, the dynamic loss torque T due to the angular acceleration_acFriction torque T based on_fwCan be requested.
[0062]
Angular acceleration, loss torque T_acIs calculated in the same manner as in the first embodiment. Hereinafter, the procedure of the process according to the second embodiment will be described based on the flowchart of FIG. First, in step S20, it is determined whether or not it is time to calculate friction torque when the engine is stopped. Specifically, it is determined whether or not the ignition switch 46 has been switched from ON (ON) to OFF (OFF) and after the last fuel explosion. When calculating the friction torque when the engine is stopped, the process proceeds to step S21, and when not calculating the friction torque, the process ends (END).
[0063]
In the next step S21, the crank angle position indicates the loss torque T_acIs determined. Specifically, it is determined whether the crank angle is in any state after TDC + 10 ° and after BDC + 10 °. When it is the torque calculation timing, the process proceeds to step S22, and when it is not the torque calculation timing, the process ends (END).
[0064]
In the next step S22, parameters required for torque calculation are acquired. Specifically, the engine speed (Ne (k)), the cooling water temperature (thw (k)), the angular velocity (ω₀(K), ω₀(K + 1)) and time (Δt).
[0065]
In the next step S23, the friction torque T is obtained from the map of FIG._fEstimate (k). Here, using the engine speed (Ne (k)) and the cooling water temperature (thw (k)) obtained in step S22, the friction torque T_fFind (k).
[0066]
In the next step S24, the dynamic loss torque T due to the angular acceleration_ac(K) is calculated. Here, T_ac(K) = J × ((ω₀(K + 1) -ω₀(K)) / Δt) to calculate the average value T of the dynamic loss torque in the section between TDC and BDC._ac(K) is calculated.
[0067]
In the next step S25, the actual friction torque T is calculated using equation (4)._fwFind (k). Here, since the left side of equation (4) is 0, T_fw(K) =-T_ac(K). As in the first embodiment, the actual friction torque T_fw(K) can be obtained for each TDC-BDC section, and by performing the processing of steps S21 to S25 with the crank rotation, one or more actual friction torques T can be obtained._fw(K) can be obtained.
[0068]
In the next step S26, the friction torque T in the map of FIG._fIs corrected. Specifically, the actual friction torque T obtained in step S25_fw(K) and the friction torque T obtained in step S23_f(K), and if there is a difference between the two friction torque values, the actual friction torque T obtained in step S25 is determined._fwThe map of FIG. 2 is corrected using (k). A specific correction method is the same as the method described with reference to FIGS. In step S26, the friction torque T_fIs corrected, the process ends (END).
[0069]
As described above, according to the second embodiment, after the ignition switch 46 is switched from ON (ON) to OFF (OFF), a dynamic loss torque T is generated until the engine stops._ac, The loss torque T_acFriction torque T actually generated when the engine is stopped based on_fwCan be requested. As a result, the friction characteristics of the map can be corrected as in the first embodiment, and the characteristic values such as the indicated torque can be accurately calculated.
[0070]
In the first and second embodiments, each time the engine is started or stopped, the actual friction torque T_fIf it is not necessary to calculate the actual friction torque T_fMay be calculated less frequently. For example, an execution condition of the correction logic is determined from parameters that cause a change in friction, such as the mileage of the vehicle and the elapsed years of the engine._fwMay be calculated. Thereby, the calculation load can be reduced.
[0071]
Embodiment 3 FIG.
Next, a third embodiment of the present invention will be described. In the third embodiment, when no load is applied to the engine, the fuel injection and the ignition are stopped at an arbitrary timing during the operation of the engine, and the actual friction torque T_fwIs what you want. Actual friction torque T_fwIs obtained using the equation (4) as in the second embodiment.
[0072]
When fuel injection and ignition are stopped during engine operation, no torque is generated by combustion, and there is no other generated torque in this state. Therefore, as in the second embodiment, the left side of equation (4) is 0. Become. In a state where no load is applied to the engine such as an idling state, the dynamic loss torque T_acAnd friction torque T_fwNo other load occurs. Therefore, similarly to the second embodiment, the actual friction torque T_fwCan be requested.
[0073]
Actual friction torque T_fwWhen calculating, the execution condition of the correction logic is determined from the parameters that cause the friction change, such as the mileage of the vehicle and the age of the engine, and when the conditions are satisfied, the fuel injection and ignition are stopped to stop the actual friction. Torque T_fwIs calculated.
[0074]
Hereinafter, the procedure of the process according to the third embodiment will be described based on the flowchart of FIG. First, in step S31, the fuel injection from the fuel injection valve 30 and the ignition of the fuel are stopped. At this time, the loss torque T_ac, The fuel injection and ignition are stopped in one explosion stroke.
[0075]
In the next step S32, the crank angle position is set to the loss torque T._acIs determined. Specifically, it is determined whether the crank angle is in any state after TDC + 10 ° and after BDC + 10 °. When it is the torque calculation timing, the process proceeds to step S32, and when it is not the torque calculation timing, the process waits in step S32.
[0076]
In the next step S33, parameters required for torque calculation are acquired. Specifically, the engine speed (Ne (k)), the cooling water temperature (thw (k)), the angular velocity (ω₀(K), ω₀(K + 1)) and time (Δt).
[0077]
In the next step S34, the friction torque T is obtained from the map shown in FIG._fEstimate (k). Here, using the engine speed (Ne (k)) and the cooling water temperature (thw (k)) obtained in step S33, the friction torque T_fFind (k).
[0078]
In the next step S35, a dynamic loss torque T due to the angular acceleration_ac(K) is calculated. Here, T_ac(K) = J × ((ω₀(K + 1) -ω₀(K)) / Δt) to calculate the average value T of the dynamic loss torque in the section between TDC and BDC._ac(K) is calculated.
[0079]
In the next step S36, the actual friction torque T is calculated using equation (4)._fwFind (k). Here, since the left side of equation (4) is 0, T_fw(K) =-T_ac(K). Actual friction torque T_fw(K) can be obtained for each TDC-BDC section, and by performing the processing of steps S31 to S36 with the crank rotation, one or a plurality of actual friction torques T can be obtained._fw(K) can be obtained.
[0080]
In the next step S37, the friction torque T in the map of FIG._fIs corrected. Specifically, the actual friction torque T obtained in step S36_fw(K) and the friction torque T obtained in step S34_f(K), and if there is a difference between the two friction torque values, the actual friction torque T_fwThe map of FIG. 2 is corrected using (k). A specific correction method is the same as the method described with reference to FIGS. In step S37, the friction torque T_fIs corrected, the process ends (END). In the third embodiment, the actual friction torque T is not restricted by the engine speed._fwCan be calculated, so that the multi-point correction described with reference to FIG. 6 is particularly suitable.
[0081]
Even when fuel injection and ignition are stopped, pumping loss due to the piston 34 occurs and the actual friction torque T_fwMay affect the calculated value. For this reason, it is more preferable to calculate the angular acceleration when the throttle valve 22 is fully opened. As a result, the pumping loss can be minimized, and the actual friction torque T_fwCan be determined accurately. Instead of fully opening the throttle valve 22, a variable valve system may be provided, and the intake valve and the exhaust valve may be closed to reduce pumping loss.
[0082]
As described above, according to the third embodiment, the fuel injection and ignition are stopped at an arbitrary timing during the operation of the engine, so that the dynamic loss torque T_acFrom the actual friction torque T_fwAnd the friction characteristics of the map can be corrected. In addition, the actual friction torque T is not restricted by the engine speed._fwCan be obtained, so that the friction torque T_fCan be corrected, and the map of FIG. 2 can be corrected with higher accuracy. Therefore, it is possible to further improve the estimation accuracy of the indicated torque.
[0083]
In each of the above-described embodiments, the map shown in FIG. 2 is created from the engine speed (Ne) and the coolant temperature (thw) to generate the friction torque T._fThe engine temperature is determined from other information such as oil temperature, and the friction torque T is determined based on the temperature information._fYou may ask.
[0084]
Embodiment 4 FIG.
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described. In the second embodiment, since no torque is generated by combustion when the ignition switch 46 is turned off, the left side of Expression (4) is set to 0. On the other hand, even after the ignition switch 46 is turned off, the piston 34 continues to reciprocate until the engine stops. When air is taken into the cylinder by the reciprocating motion of the piston 34, the intake passage 12 becomes negative pressure, and a pumping loss occurs in the rotational torque of the crankshaft 36. Therefore, by considering the torque corresponding to the pumping loss, the actual friction torque T can be increased with higher accuracy._fwCan be calculated.
[0085]
Similarly, at the time of engine start and during engine operation, a negative pressure is generated in the intake passage 12, so that pumping loss occurs. Therefore, also in the first and third embodiments, the actual friction torque T_fwCan be calculated with high accuracy.
[0086]
In particular, when the throttle valve 22 is closed, a larger negative pressure is generated in the intake passage 12 than when the throttle valve 22 is open. Therefore, the actual friction torque T_fwCan be calculated more accurately.
[0087]
Embodiment 4 is different from the above-described embodiments in that the actual friction torque T_fwIs calculated, and the map of FIG. 2 is corrected with higher accuracy.
[0088]
FIG. 9 is a schematic diagram for explaining pumping loss. Hereinafter, the pumping loss will be described in detail with reference to FIG. 9A and 9B are characteristic diagrams (PV diagrams) showing the relationship between the in-cylinder pressure P and the in-cylinder volume V when cranking is performed by the starter 48. 7 shows PV characteristics in a state where combustion in the cylinder is not generated. Here, FIG. 9A shows a case where the throttle valve 22 is fully opened, and FIG. 9B shows a case where the throttle valve 22 is fully closed.
[0089]
9 (a) and 9 (b), point A represents the cylinder pressure P and the cylinder volume V at the start of the intake stroke (crank angle TDC), and point B represents the start of the compression stroke (crank angle BDC). ), The cylinder pressure P and the cylinder volume V at the start of the explosion (expansion stroke) stroke (crank angle TDC), and the point D at the start of the exhaust stroke. (Crank angle BDC) shows the cylinder pressure P and the cylinder volume V, respectively.
[0090]
As shown in FIG. 9A, when the intake stroke starts from the point A when the throttle valve 22 is fully open, the in-cylinder pressure becomes P_IntakeIn the state of (= atmospheric pressure), the in-cylinder volume V increases as the piston 34 descends. The in-cylinder pressure P and the in-cylinder volume V at the end of the intake stroke are indicated by point B. When the compression stroke starts from point B, the intake valve and the exhaust valve are closed during the compression stroke. The P-V characteristic up to the point changes in the direction of the arrow a in a curve. Then, when the expansion stroke starts from the point C, the PV characteristic changes along the path (the direction of the arrow b) opposite to the compression stroke and reaches the point D. When the exhaust stroke starts at point D, the in-cylinder pressure becomes P_exhaust(= P_IntakeIn the state of ()), the cylinder volume decreases with the rise of the piston 34, and the PV characteristic returns to the point A along a path reverse to the intake stroke.
[0091]
When the in-cylinder volume increases, a positive work due to the in-cylinder gas occurs, and when the in-cylinder volume decreases, a negative work occurs. When the throttle valve 22 is fully open, the PV characteristic changes in the opposite path between the intake stroke and the exhaust stroke, so that the total amount of work generated in the intake stroke and the exhaust stroke becomes zero. Also, since the PV characteristics follow the opposite paths in the compression stroke and the expansion stroke, the total amount of work generated in the compression stroke and the expansion stroke is also zero. Therefore, no pumping loss occurs in the entire process.
[0092]
On the other hand, as shown in FIG. 9B, when the throttle valve 22 is fully closed, when the intake stroke starts from the point A, the intake passage 12 becomes a negative pressure._IntakeDown to And the pressure is P_IntakeIn the state described above, the in-cylinder volume increases as the piston 34 descends. When the intake stroke ends and the compression stroke starts at point B, the PV characteristic up to point C changes in the direction of arrow a in a curved line because the intake valve and the exhaust valve are closed. When the expansion stroke starts from the point C, the PV characteristic reaches the point D along a path reverse to the compression stroke (the direction of the arrow b). When the exhaust stroke starts at point D, the exhaust valve opens, so that the in-cylinder pressure becomes P_exhaust(= Atmospheric pressure). And when the pressure in the cylinder is P_exhaustIn this state, the in-cylinder volume decreases with the rise of the piston 34, and the PV characteristics return to the point A.
[0093]
As described above, when the throttle valve 22 is fully closed, the PV characteristic transitions on the opposite path between the compression stroke and the expansion stroke, but the PV characteristic transitions on a different path between the intake stroke and the exhaust stroke. It becomes. Accordingly, the work generated in the intake stroke and the exhaust stroke are canceled and the total amount of work becomes zero, but the work generated in the intake stroke and the exhaust stroke is not canceled and a negative work is generated. This negative work becomes the pumping loss.
[0094]
Specifically, in the intake stroke, the area S indicated by hatching in FIG.₂A positive amount of work corresponding to is generated. On the other hand, in the exhaust stroke, the area S indicated by hatching in FIG.₁And area S₂, A negative workload corresponding to the sum of Therefore, the total amount of work generated in the intake stroke and the exhaust stroke is the area S₁Negative work load.
[0095]
FIG. 10 is a characteristic diagram showing in-cylinder generated torque of each of cylinders # 1 to # 4 in a four-cylinder engine. The characteristic in FIG. 10 shows the in-cylinder generated torque when cranking is performed by the starter 48, as in FIG. 9, and shows the characteristic when no combustion occurs in the cylinder. The characteristics in FIG. 10 show the torque calculated from the in-cylinder pressure by providing an in-cylinder pressure sensor in each cylinder. Here, FIG. 10A shows a case where the throttle valve 22 is fully opened, and FIG. 10B shows a case where the throttle valve 22 is fully closed.
[0096]
As shown in FIG. 10A, when the throttle valve 22 is fully opened, the work generated in the intake stroke and the exhaust stroke is canceled as described above, and the work generated in the compression stroke and the expansion stroke is canceled. The Rukoto. In FIG. 10 (a), focusing on a section having a crank angle of 0 to 180 °, in this section, cylinder # 4 has an intake stroke, cylinder # 2 has an exhaust stroke, cylinder # 1 has an expansion stroke, and cylinder # 3 has a compression stroke. Has become. Therefore, as described with reference to FIG. 9A, the work amounts generated in # 4 and # 2 are offset, and the work amounts generated in # 1 and # 3 are offset. That is, the areas of the hatched portions # 4 and # 2 in FIG. 10A are equal, and the areas of the hatched portions # 1 and # 3 are equal.
[0097]
On the other hand, as shown in FIG. 10B, when the throttle valve 22 is fully closed, the work generated in the compression stroke and the expansion stroke is offset as described above, but the work generated in the intake stroke and the exhaust stroke is performed. The amounts are not offset. Accordingly, the work amounts generated in # 1 and # 3 are offset, but the work amounts generated in # 4 and # 2 are not offset. That is, in FIG. 10B, the difference between the area of the hatched portion # 4 and the area of the hatched portion # 2 is the area S shown in FIG. 9B.₁Would be a negative job.
[0098]
In the fourth embodiment, the actual friction torque T is set in consideration of the pumping loss shown in FIGS. 9B and 10B._fwIs calculated. Hereinafter, the torque T corresponding to the pumping loss_iplThe calculation method of (k) will be described.
[0099]
As described above, the torque T corresponding to the pumping loss_ipl(K) shows the area S in FIG.₁And the cylinder pressure P during the exhaust stroke._exhaustAnd the cylinder pressure P during the intake stroke_IntakeCalculated from the difference between In-cylinder pressure P during intake stroke_IntakeCan usually be represented by the intake pipe pressure Pm,_exhaustIs the atmospheric pressure (= P_{Atmospheric pressure}), The torque T corresponding to the pumping loss can be obtained as shown in equation (5)._ipl(K) can be calculated as a function of the average intake pipe pressure Pm (k) in the torque calculation section (each 180 ° crank angle).
[0100]
(Equation 5)

[0101]
In equation (5), the average intake pipe pressure Pm (k) for each torque calculation section is detected by an intake pressure sensor 29 provided in the intake passage 12. The average intake pipe pressure Pm (k) may be obtained from a method of estimating from the intake air amount (Ga) detected by the air flow meter 20, a method of estimating from the throttle opening and the engine speed, or the like. C and D are predetermined correction coefficients, but may be variables that vary according to the operating state (average engine speed, average intake pipe pressure, etc. in the torque calculation section). As shown in equation (5), Pm (k) -P_{Atmospheric pressure}Is calculated to obtain P in FIG. 9B._IntakeAnd P_exhaustIs calculated, and a value corresponding to (Pm (k) -P_{Atmospheric pressure}) Is multiplied by a coefficient C, and a coefficient D is added._ipl(K) can be calculated.
[0102]
In FIG. 9B, the pumping loss generated in one stroke is idealized, and the pumping loss is reduced to a rectangular area S.₁Where the pumping loss is the area S₁May not be idealized to the rectangular area indicated by. For example, as shown by the broken line in FIG. 9B, after the intake stroke starts from point A, the in-cylinder pressure immediately becomes P_IntakeAfter a certain period of time_IntakeMay be reached. Similarly, as shown by the broken line in FIG. 9B, after the exhaust stroke starts from point D, the in-cylinder pressure becomes P_exhaustMay be reached. In equation (5), using the correction coefficients C and D, (Pm (k) -P_{Atmospheric pressure}), The pumping loss is reduced by the area S as shown by the broken line in FIG.₁Even if it is not idealized, the pumping loss can be accurately calculated by performing optimization using the correction coefficients C and D.
[0103]
Torque T for pumping loss_ipl(K) may be calculated from the following equation (6). Equation (6) is obtained by calculating P in equation (5)._{Atmospheric pressure}Instead of the average back pressure P in the torque calculation section_{Back pressure}(K) (the average in-cylinder pressure of the cylinder during the exhaust stroke in the torque calculation section).
[0104]
(Equation 6)

[0105]
In equation (6), the average back pressure P_{Back pressure}(K) is obtained from the detection value of the exhaust pressure sensor 31 provided in the exhaust passage 14. In the equation (6), C 'is a constant or a variable according to the operating state, like the correction coefficients C and D in the equation (5). According to equation (6), the average intake pipe pressure Pm (k) and the average back pressure Pm_{Back pressure}(K) and the torque T corresponding to the pumping loss_ipl(K) can be calculated.
[0106]
Average back pressure P in equation (6)_{Back pressure}Is P in equation (5)._{Atmospheric pressure}Compared with P in FIG._exhaustAnd more approximate. Therefore, in equation (6), the average back pressure P_{Back pressure}Is calculated by using_ipl(K) can be calculated with high accuracy. Also, without using the coefficient D in the equation (5), T_ipl(K) can be calculated, and the calculation can be simplified.
[0107]
The following equations (8) to (10) represent the instantaneous value (P) of the in-cylinder pressure during the intake stroke._Intake(Θ)) or the instantaneous value of the intake pipe pressure (Pm ′ (θ)) and the instantaneous value (P_exhaust(Θ)) or the instantaneous value of back pressure (P_{Back pressure}’, P_{Atmospheric pressure}(Θ)), the torque T corresponding to the pumping loss is calculated from the simplified physical equation._ipl(K) is calculated.
[0108]
(Equation 7)

[0109]
In the right-hand side of equation (7), T_{gas_ intake}(K) is a torque corresponding to a positive work amount generated in the intake stroke of the torque calculation section, and is an area S in FIG. 9 (b).₂Is the positive workload corresponding to Also, T_{gas_exhaust}(K) is a torque corresponding to a negative work amount generated in the exhaust stroke in the torque calculation section, and is an area S in FIG.₁+ S₂Is the negative workload.
[0110]
Equation (8) is used to calculate the instantaneous value P of the in-cylinder pressure during the intake stroke._Intake(Θ) and the instantaneous value (P_exhaust(Θ)) to T_{gas_ intake}(K), T_{gas_exhaust}(K) is directly calculated, and P is obtained from an in-cylinder pressure sensor or the like provided in each cylinder._Intake(Θ) and P_exhaustIf (θ) can be obtained accurately, T_iplIt is desirable to calculate (k). As shown in equation (8), T_{gas intake}(K) is (180 / π), the instantaneous value P of the in-cylinder pressure during the intake stroke._Intake(Θ) and the average value (Average ((180 / π) · P) of the product of the variation in the cylinder volume (dV (θ) / dθ))_Intake(Θ) ・ (dV_Intake(Θ) / dθ))). Also, T_{gas exhaust}(K) is (180 / π), the instantaneous value P of the in-cylinder pressure during the exhaust stroke._exhaust(Θ) and the average value (Average ((180 / π) · P) of the product of the variation in the cylinder volume (dV (θ) / dθ))_exhaust(Θ) ・ (dV_exhaust(Θ) / dθ))).
[0111]
(8) P in the equation_Intake(Θ) ・ (dV_Intake(Θ) / dθ) is a value corresponding to the in-cylinder torque generated at the time of the crank angle θ during the intake stroke, and when applied to FIG. This corresponds to the in-cylinder torque generated at the angle θ. Therefore, Average ((180 / π) · P_Intake(Θ) ・ (dV_Intake(Θ) / dθ)) is equivalent to a value obtained by averaging the fluctuation value of the in-cylinder torque during the intake stroke. In FIG. It corresponds to the converted value. Here, (180 / π) is a coefficient multiplied to make the units uniform. Similarly, P_exhaust(Θ) ・ (dV_exhaust(Θ) / dθ) is a value corresponding to the in-cylinder torque generated at the time of the crank angle θ during the exhaust stroke, and when applied to FIG. This corresponds to the in-cylinder torque generated at the angle θ. Therefore, Average ((180 / π) · P_exhaust(Θ) ・ (dV_exhaust(Θ) / dθ)) is equivalent to a value obtained by averaging the fluctuation value of the in-cylinder torque during the exhaust stroke. In FIG. It corresponds to the converted value.
[0112]
Thus, the instantaneous value P of the in-cylinder pressure during the intake stroke_Intake(Θ) and the instantaneous value (P_exhaust(Θ)) to T_{gas_ intake}(K), T_{gas_exhaust}By calculating (k), the torque T corresponding to the pumping loss is calculated based on the torque generated in the cylinder._ipl(K) can be calculated accurately.
[0113]
In equation (9), P in equation (8)_IntakeThe instantaneous value pm '([theta]) of the intake pipe pressure is used in place of ([theta])._exhaustInstantaneous value of back pressure P instead of (θ)_{Back pressure}′ (Θ)_ipl(K) is calculated. At this time, the instantaneous value pm '([theta]) of the intake pipe pressure is obtained from the intake pressure sensor 29, and the instantaneous value P of the back pressure is obtained._{Back pressure}'(Θ) is obtained from the exhaust pressure sensor 31. According to equation (9), there is no need to provide an in-cylinder pressure sensor, and pm ′ (θ) and the value P_{Back pressure}′ (Θ)_ipl(K) can be calculated.
[0114]
In the equation (10), the instantaneous value P of the back pressure in the equation (9)_{Back pressure}’(Θ) instead of atmospheric pressure (P_{Atmospheric pressure}(Θ))_ipl(K) is calculated. Therefore, according to the equation (10), the instantaneous value P of the back pressure is obtained._{Back pressure}′ (Θ) without finding P_{Atmospheric pressure}T based on (θ)_ipl(K) can be calculated.
[0115]
Also, the torque T corresponding to the pumping loss_ipl(K) may be obtained from the map stored in the ECU 40. For example, the average intake pipe pressure and the section average engine speed in the torque calculation section, and the torque T corresponding to the pumping loss_iplA map that defines the relationship with (k) is stored in the ECU 40, and T_ipl(K) may be obtained.
[0116]
According to the method described above, the torque T corresponding to the pumping loss_iplAfter calculating (k), T_iplUsing (k), the actual friction torque T_fwIs calculated. Specifically, in the first embodiment, the actual friction torque T_fwIs calculated, the torque T corresponding to the pumping loss is added to We on the left side of the equation (1)._ipl(K) is added. As a result, the torque T corresponding to the pumping loss with respect to the average value We of the electric energy supplied to the starter 48_iplThe decrease due to (k) can be taken into account, and the actual friction torque T on the right side of equation (1) can be taken into account._fwCan be calculated more accurately. Similarly, in the second and third embodiments, the actual friction torque T_fwIs calculated, the torque T corresponding to the pumping loss is provided on the left side of the equation (4)._ipl(K) is added. Thereby, the torque T corresponding to the pumping loss is obtained._iplTaking into account (k), the actual friction torque T on the right side of equation (4)_fwCan be calculated. Here, T added to the expression (1) or the expression (4)_ipl9 (k) shows the area S in FIG. 9 (b).₁Is a negative value corresponding to.
[0117]
Hereinafter, the procedure of the process according to the fourth embodiment will be described based on the flowchart of FIG. The flowchart in FIG. 11 shows a process in a case where the pumping loss is considered in the friction torque correction according to the second embodiment.
[0118]
First, in step S40, it is determined whether or not it is time to calculate friction torque when the engine is stopped. Specifically, it is determined whether or not the ignition switch 46 has been switched from ON (ON) to OFF (OFF) and after the last fuel explosion. When calculating the friction torque when the engine is stopped, the process proceeds to step S21, and when not calculating the friction torque, the process ends (END).
[0119]
In the next step S41, the crank angle position indicates the loss torque T_acIs determined. Specifically, it is determined whether the crank angle is in any state after TDC + 10 ° and after BDC + 10 °. When it is the torque calculation timing, the process proceeds to step S42, and when it is not the torque calculation timing, the process ends (END).
[0120]
In the next step S42, parameters necessary for calculating the torque are obtained. Specifically, the engine speed (Ne (k)), the cooling water temperature (thw (k)), the angular velocity (ω₀(K), ω₀(K + 1)) and time (Δt).
[0121]
In the next step S43, the friction torque T is obtained from the map shown in FIG._fEstimate (k). Here, using the engine speed (Ne (k)) and the cooling water temperature (thw (k)) obtained in step S42, the friction torque T_fFind (k).
[0122]
In the next step S44, the dynamic loss torque T caused by the angular acceleration_ac(K) is calculated. Here, T_ac(K) = J × ((ω₀(K + 1) -ω₀(K)) / Δt) to calculate the average value T of the dynamic loss torque in the TDC-BDC section._ac(K) is calculated.
[0123]
In the next step S45, a pumping loss is calculated. Here, the torque T corresponding to the pumping loss is calculated based on the equation (5)._ipl(K) is calculated. In the next step S46, the torque T corresponding to the pumping loss_iplFrom (k), the loss torque T_ac(K) is subtracted to obtain the actual friction torque T_fwFind (k). As described above, in the second embodiment, the torque T corresponding to the pumping loss_iplConsidering (k), the actual friction torque T_fwWhen calculating (k), T on the left side of equation (4)_ipl(K), the actual friction torque T_fw(K) is the torque T corresponding to the pumping loss._ipl(K) and loss torque T_acIt is calculated as the difference from (k).
[0124]
In the next step S47, the friction torque T in the map of FIG._fIs corrected. Specifically, the actual friction torque T obtained in step S46_fw(K) and the friction torque T obtained in step S43_f(K), and when there is a difference between the two friction torque values, the actual friction torque T obtained in step S46 is obtained._fwThe map of FIG. 2 is corrected using (k). In step S47, the friction torque T_fIs corrected, the process ends (END).
[0125]
In the flowchart of FIG. 11, the friction torque correction in consideration of the pumping loss is applied to the method of the second embodiment. However, it is also possible to apply the friction torque correction in the first and third embodiments as described above.
[0126]
According to the fourth embodiment as described above, the torque T corresponding to the pumping loss is used._iplConsidering (k), the actual friction torque T_fwIs calculated, the friction characteristic of the map in FIG. 2 can be corrected with high accuracy, and the characteristic value such as the indicated torque can be calculated with high accuracy.
[0127]
Embodiment 5 FIG.
Next, a fifth embodiment of the present invention will be described. In the fifth embodiment, the amount of intake air is controlled so as to minimize the pumping loss.
[0128]
As described in the fourth embodiment, when a pumping loss occurs in the intake passage 12, the actual friction torque T_fwMay affect the calculation accuracy. In the fourth embodiment, as in the second embodiment, the actual friction torque T_fwIs determined, the throttle valve 22 is fully opened to minimize the occurrence of pumping loss.
[0129]
Hereinafter, the procedure of the process according to the fifth embodiment will be described with reference to the flowchart in FIG. First, in step S51, it is determined whether or not it is time to calculate friction torque when the engine is stopped. Specifically, it is determined whether or not the ignition switch 46 has been switched from ON (ON) to OFF (OFF) and after the last fuel explosion. When it is time to calculate the friction torque when the engine is stopped, the process proceeds to step S52, and when not calculating the friction torque, the process ends (END).
[0130]
In the next step S52, the throttle valve 22 is fully opened according to a command from the ECU 40. In the next step S53, it is determined whether or not it is the torque calculation timing. The process in step S53 is the same as the process in step S21 in FIG. If it is determined in step S53 that it is the torque calculation timing, the process proceeds to step S54, and the friction correction logic is executed. That is, in step S54, the processing of steps S22 to S26 in FIG. 7 is performed. After executing the friction correction logic in step S54, the process is completed (END).
[0131]
According to the processing of FIG. 12, the throttle valve 22 is fully opened when it is determined that the friction torque is to be calculated when the engine is stopped. Therefore, the amount of intake air into the cylinder can be controlled, and the intake passage 12 can be controlled. Can be minimized. Then, by executing the friction correction logic in the state where the throttle valve 22 is fully opened in the same manner as in the second embodiment, the pumping loss reduces the actual friction torque T._fwCan be minimized. Therefore, the friction characteristics of the map can be corrected with high accuracy, and the characteristic values such as the indicated torque can be calculated with high accuracy.
[0132]
In the fifth embodiment, when the engine is stopped, the throttle valve 22 is fully opened to control the intake air amount. However, the intake air amount may be controlled by controlling the lift amount of the intake valve.
[0133]
Further, the intake air amount control according to the fifth embodiment may be applied to the friction torque correction in the first and third embodiments. Further, it may be used together with the friction torque correction in consideration of the pumping loss according to the fourth embodiment.
[0134]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured as described above, it has the following effects.
[0135]
According to the first aspect of the present invention, since the corrected friction torque is obtained based on the actual friction torque, even if an error occurs in the standard friction torque due to a change over time or the like, the friction torque can be accurately calculated. Can be obtained.
[0136]
According to the second aspect of the present invention, the crank angular acceleration is determined after the engine is started and before the fuel first explodes. Therefore, the actual friction torque is determined based on the dynamic loss torque and the energy supplied to the starter. Can be calculated.
[0137]
According to the third aspect of the present invention, the crank angular acceleration is determined before the engine stops after the ignition switch is switched from the operation state to the stop state, so that the actual crank torque is obtained based on the dynamic loss torque. The friction torque can be calculated.
[0138]
According to the fourth aspect of the present invention, the crank angular acceleration is obtained in a state in which the combustion torque generation stopping means stops the generation of the torque by the combustion. Therefore, the dynamic loss torque is obtained at an arbitrary timing during the operation of the engine. The actual friction torque can be calculated based on the dynamic loss torque.
[0139]
According to the fifth aspect of the invention, the crank angular acceleration can be accurately obtained from the time required for the crankshaft to rotate in a predetermined section and the crank angular velocities at both ends of this section.
[0140]
According to the sixth aspect of the invention, since the crank angular velocity is obtained in a section having both ends at the top dead center and the bottom dead center, the effect of the instantaneous behavior of the friction torque can be excluded to accurately obtain the actual friction torque. .
[0141]
According to the present invention, the actual friction torque is corrected based on the pumping loss in the intake passage, so that the friction torque can be obtained with higher accuracy.
[0142]
According to the invention described in claim 8, since the control is performed so that the intake air amount increases after the ignition switch is switched from the operation state to the stop state, the occurrence of pumping loss in the intake passage can be suppressed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram for explaining a combustion state estimation device for an internal combustion engine according to a first embodiment and a structure around the device;
FIG. 2 is a schematic diagram showing a map representing a relationship between a friction torque, an engine speed, and a cooling water temperature.
FIG. 3 is a schematic diagram showing a method for obtaining an angular acceleration of a crankshaft.
FIG. 4 is a flowchart illustrating a procedure of a process according to the first embodiment;
FIG. 5 shows friction torque T_fIt is a schematic diagram which shows the correction method.
FIG. 6 shows friction torque T_fIt is a schematic diagram which shows the correction method.
FIG. 7 is a flowchart illustrating a procedure of a process according to the second embodiment;
FIG. 8 is a flowchart illustrating a procedure of a process according to the third embodiment;
FIG. 9 is a schematic diagram for explaining pumping loss.
FIG. 10 is a characteristic diagram showing in-cylinder generated torque of each cylinder in a four-cylinder engine.
FIG. 11 is a flowchart illustrating a procedure of a process according to the fourth embodiment.
FIG. 12 is a flowchart showing a procedure of processing according to the fifth embodiment.
[Explanation of symbols]
10 Internal combustion engine
34 piston
36 crankshaft
38 Crank angle sensor
40 ECU
42 Water temperature sensor
46 ignition switch
48 Starter

Claims (8)

Storage means for storing a standard friction characteristic that defines a relationship between the predetermined parameter and the friction torque of the engine;
Angular acceleration calculation means for obtaining crank angular acceleration in a state where torque generation due to combustion is stopped;
Loss torque calculation means for obtaining a dynamic loss torque based on the crank angular acceleration and the moment of inertia of the engine,
Based on the dynamic loss torque, actual friction torque calculating means for obtaining the actual friction torque generated in the engine,
Corrected friction torque obtaining means for obtaining a corrected friction torque based on the actual friction torque and the standard friction torque characteristics,
A control device for an internal combustion engine, comprising: A starter for starting the engine,
Supply energy calculation means for obtaining supply energy to the starter,
The angular acceleration calculation means calculates the crank angular acceleration after the engine is started and before the fuel first explodes,
2. The control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the actual friction torque calculating unit calculates the actual friction torque based on the loss torque and the supplied energy. 3. Equipped with an ignition switch that switches the state of operation and stop of the engine,
2. The control of an internal combustion engine according to claim 1, wherein the angular acceleration calculation means calculates the crank angular acceleration during a period from when the ignition switch is switched from a running state to a stopped state to when the engine is stopped. apparatus. A combustion torque generation stop means for stopping fuel injection or ignition of fuel at an arbitrary timing during operation of the engine to stop generation of torque due to combustion,
2. The control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein said angular acceleration calculating means calculates said crank angular acceleration at said timing when generation of torque by combustion is stopped. An angular velocity detecting means for detecting a crank angular velocity,
5. The angular acceleration calculator according to claim 1, wherein the crank angular acceleration is determined from a time required for the crankshaft to rotate in a predetermined section and crank angular velocities at both ends of the section. The control device for an internal combustion engine according to any one of the above. The control device for an internal combustion engine according to claim 5, wherein the predetermined section is a section having both ends at a top dead center and a bottom dead center. Intake pressure acquisition means for acquiring intake pressure;
Pumping loss obtaining means for obtaining a pumping loss in the intake passage based on the intake pressure;
7. The control device for an internal combustion engine according to claim 1, further comprising: a correction unit configured to correct the actual friction torque based on the pumping loss. An intake air amount control means for controlling an intake air amount is provided,
4. The control device for an internal combustion engine according to claim 3, wherein the intake air amount control means performs control so that the intake air amount increases after the ignition switch is switched from a running state to a stopped state.

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