JP2004197617A

JP2004197617A - Throttle valve passing air flow rate calculation device

Info

Publication number: JP2004197617A
Application number: JP2002365645A
Authority: JP
Inventors: Harufumi Muto; 晴文武藤; Daisuke Kobayashi; 大介小林; Yuichiro Ido; 雄一郎井戸
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-12-17
Filing date: 2002-12-17
Publication date: 2004-07-15

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a throttle valve passing air flow rate calculating device, for accurately calculating a throttle valve passing air flow rate even when EGR gas is introduced. <P>SOLUTION: In this device for calculating a throttle valve passing flow rate mt in an internal combustion engine 1 including an exhaust recirculation passage 21 for letting exhaust gas flow in an intake passage 13 and a control valve 22 for regulating the flow rate of exhaust gas passing through the exhaust recirculation passage 21, when Pm is an intake pipe internal pressure, Pmegr is an intake pipe internal pressure in steady operation, Pa is atmospheric pressure, e, d and r are compatible parameters determined on the basis of the engine rotational frequency, and Φ (Pmegr/Ps) and Φ(Pm/Pa) are coefficients respectively determined depending on the values of Pmegr/Pa and Pm/Pa, the throttle valve passing air flow rate mt is calculated according to the expression: mt = äe(Pmegr-b) + r} x Φ(Pmegr/Pa)/Φ(Pm/Pa). <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関のスロットル弁通過空気流量算出装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
内燃機関の燃焼室において燃焼される混合気の空燃比を最適な値とするためには、吸気弁が閉じたときに燃焼室内に充填されている吸気ガスの量（以下、「筒内充填ガス量」と称す）を正確に推定する必要がある。通常、筒内充填ガス量は、流量センサ（エアフローメータ）等の多数のセンサ、およびこれらセンサからの出力値を引数とした多数のマップから推定される。ところが、このようにマップを用いて筒内充填ガス量を推定すると、必要なマップの数およびその引数の数が多くなり、これにより筒内充填ガス量算出時のマップ検索操作が増大し、制御負荷が増大してしまう問題がある。
【０００３】
さらに、上記のようにマップに基づいて吸入ガス量を算出するためには、各内燃機関の形式毎に実際の測定に基づいて各マップを作成する、いわゆる適合作業を行わなければならないが、この適合作業における測定点はマップの引数の数に応じて増大するため、引数の数が多くなると適合を行う際の工数が多大になり、また引数の数が一つ増えるだけで、その工数は何十倍にも増加してしまう問題がある。
【０００４】
そこで、近年において、流体力学等に基づく式で表される吸入ガス量モデルを用いることにより、マップの数および引数を減らして筒内充填ガス量を算出することが検討されている。このような吸入ガス量モデルにおいては、例えば、スロットルモデル、吸気管モデル、吸気弁モデル等を構築し、これら各モデルを用いることによりスロットル弁開度、大気圧、および大気温度から、筒内充填ガス量を求めるようにしている。
【０００５】
より詳細には、スロットルモデルは、エネルギ保存則、運動量保存則、質量保存則、および状態方程式に基づいて、スロットル弁開度、大気圧、および大気温度から、スロットル弁を通過する空気流量（以下、「スロットル弁通過空気流量」と称す）を算出するようになっている。また、吸気管モデルは、エネルギ保存則、質量保存則および状態方程式に基づいて、スロットルモデルにおいて算出されたスロットル弁通過空気流量と後述する吸気弁モデルにおいて算出された筒内吸入ガス流量とから、吸気管内圧力および吸気管内温度を算出するようになっている。さらに、吸気弁モデルは、筒内充填ガス量が吸気管内圧力にほぼ比例するという経験則から導かれた式（実験式）に基づいて、吸気管モデルにおいて算出された吸気管内圧力、吸気管内温度、および大気温度から、燃焼室内に流入する吸気ガスの流量（以下、「筒内吸入ガス流量」と称す）および筒内充填ガス量を算出するようになっている。
【０００６】
このように、吸入ガス量モデルを用いて筒内充填ガス量を算出することにより、ＥＣＵに記憶させるべきマップの数が減少し、適合を行う際の工数を削減すことができる。また、各モデルに用いられる計算式は比較的単純なものであるため、マップを使用する場合に比べて制御負荷を小さくすることができる。
【０００７】
ところで、上述したように、このような吸入ガス量モデルを用いて筒内充填ガス量を算出するためには、スロットル弁通過空気流量を求める必要があり、特許文献１には、このスロットル弁通過空気流量をスロットル弁開度等の機関運転状態に基づいて求める方法が開示されている。すなわち、スロットル弁通過空気流量ｍｔは、以下の数２によって求められるとしている。
【０００８】
【数２】

【０００９】
この式は、スロットル弁の開口部分を一種のオリフィスと仮定すれば、エネルギ保存則や運動量保存則等に基づいて得られるオリフィスを通過する流体の量を表す式がスロットル弁通過空気流量を表す式として利用できること、及び上述した筒内充填ガス量と吸気管内圧力との関係を示す実験式に基づいて筒内吸入ガス流量を求める場合において、定常運転時では筒内吸入ガス流量とスロットル弁通過空気流量とが等しくなること等から得られるものである。式中、ｍｔはスロットル弁通過空気流量、Ｔｈａはスロットル弁上流側温度（大気温度）、κは空気の比熱比（κ＝Ｃｐ（等圧比熱）／Ｃｖ（等容比熱））、Ｐｍは吸気管内圧力（スロットル弁より下流で吸気弁より上流の部分の圧力）、Ｐａは大気圧、ＰｍＴＡは定常運転時における吸気管内圧力をそれぞれ表している。
【００１０】
ここで、ＰｍＴＡはスロットル弁開度θｔ及び機関回転数ＮＥ等に基づいて決定することができる。ＰｍＴＡと、スロットル弁開度θｔ及び機関回転数ＮＥ等との関係は予め実験によって求められ、関数マップとして記憶しておく。また、ａ、ｂは何れも定数（適合パラメータ）であり、機関回転数ＮＥ等に基づいて設定され得る。これら定数ａあるいはｂと機関回転数ＮＥ等との関係についても予め実験により定められ、関数マップとして記憶しておく。更に、Ｔ０は、こうした実験により各定数ａ、ｂを設定した時の吸入空気の基準温度を表している。
【００１１】
この数２から明らかなように、大気温度Ｔｈａ、大気圧Ｐａ、吸気管内圧力Ｐｍを求め、スロットル弁開度θｔ及び機関回転数ＮＥ等から関数マップに基づいて定常運転時における吸気管内圧力ＰｍＴＡを求め、機関回転数ＮＥ等から関数マップに基づいて定数ａ、ｂを設定すれば、スロットル弁通過空気流量ｍｔが求まることになる。
【００１２】
ところで、従来より、燃焼温度を下げてＮＯｘ生成を低減する等の目的で、内燃機関の排気側から吸気側へ排気ガスを再循環させ、この再循環ガス（ＥＧＲガス）を新気と共に筒内へ吸入させるようにした排気還流機構（ＥＧＲ機構）付きの内燃機関が知られている。そしてこのような内燃機関では、通常、スロットル弁よりも下流であって吸気弁よりも上流である吸気管部分にＥＧＲガスが導入されるのであるが、この場合、ＥＧＲガス導入の影響で吸気管内の温度及び圧力が上昇することになる。
【００１３】
一方、上記数２は、このようなＥＧＲ機構付きの内燃機関に対応したものではないので、上記数２をＥＧＲ機構付きの内燃機関に適用した場合には、求められるスロットル弁通過空気流量ｍｔは、ＥＧＲガス導入に伴う吸気管内温度及び圧力の上昇により大きな誤差を含むことになる。
【００１４】
【特許文献１】
特開２００１−４１０９５号公報
【特許文献２】
特開２００２−１４７２７９号公報
【００１５】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は、上記問題に鑑みてなされたものであり、その目的は、ＥＧＲガスの導入がある場合においてもスロットル弁通過空気流量を正確に算出することのできるスロットル弁通過空気流量算出装置を提供することである。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記課題を解決するための手段として、特許請求の範囲の各請求項に記載されたスロットル弁通過空気流量算出装置を提供する。
１番目の発明は、燃焼室から排気通路に排出された排気ガスの少なくとも一部を吸気通路に流入させる排気再循環通路と、該排気再循環通路を通る排気ガスの流量を調整する制御弁とを具備する内燃機関におけるスロットル弁通過空気流量を算出する装置であって、Ｐｍを吸気管内圧力、Ｐｍｅｇｒを定常運転時における吸気管内圧力、Ｐａをスロットル弁上流の圧力（ほぼ大気圧に等しい）、ｅ、ｄ、ｒを少なくとも機関回転数に基づいて定められる適合パラメータ、Φ（Ｐｍｅｇｒ／Ｐａ）及びΦ（Ｐｍ／Ｐａ）をそれぞれＰｍｅｇｒ／Ｐａ及びＰｍ／Ｐａの値に応じて定まる係数とすると、下記数３に基づいてスロットル弁通過空気流量ｍｔを算出するスロットル弁通過空気流量算出装置を提供する。
【００１７】
【数３】

【００１８】
１番目の発明によれば、排気ガスの再循環による吸気管内温度及び圧力の変化を考慮することができ、ＥＧＲガスの導入がある場合においてもスロットル弁通過空気流量を正確に求めることができる。
２番目の発明は１番目の発明において、上記適合パラメータｅが機関回転数と上記制御弁の開度とに基づいて定められ、上記適合パラメータｄが機関回転数に基づいて定められ、上記適合パラメータｒが機関回転数と上記制御弁の開度とに基づいて定められる。
【００１９】
３番目の発明は１番目または２番目の発明において、上記Ｐｍｅｇｒは、少なくとも、機関回転数と、スロットル弁の開度と、上記制御弁の開度とに基づいて定められる。
２番目及び３番目の発明によっても、１番目の発明とほぼ同様の作用及び効果を得ることができる。
【００２０】
４番目の発明は３番目の発明において、上記制御弁の開度をスロットル弁の開度に換算する手段を有していて、上記Ｐｍｅｇｒが、機関回転数と、上記制御弁の開度分を含めたスロットル弁の開度とに基づいて定められる。
ＥＧＲガスの導入のない場合の定常運転時における吸気管内圧力を定める場合と比較して、ＥＧＲガスの導入のある場合の定常運転時における吸気管内圧力Ｐｍｅｇｒを定める場合には、引数として上記制御弁の開度が更に必要となるため、引数が一つ増加することになる。そしてこのような引数の増加は、制御負荷並びにマップ作成の際の適合工数の増大を招いてしまう。４番目の発明によれば、上記制御弁の開度がスロットル弁の開度に換算され、それがスロットル弁の開度に含められるので、上記Ｐｍｅｇｒを定めるのに必要な引数（上記制御弁の開度）を減らすことが可能になり、制御負荷の軽減並びにマップ作成の際の適合工数の削減を図ることができる。
【００２１】
５番目の発明は４番目の発明において、上記制御弁の開度をスロットル弁の開度に換算する手段においては、スロットル弁の開度とスロットル弁開口面積との非線形な関係を考慮して上記制御弁の開度がスロットル弁の開度に換算される。
スロットル弁の開度とスロットル弁開口面積との間には非線形な関係があり、例えば、開度の小さいところでは開度の中程度以降のところに比べ、同じ開度増加に対する開口面積の増加が少ない。５番目の発明によれば、このような非線形な関係が考慮されるのでより精度良く上記制御弁の開度をスロットル弁の開度に換算することができる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の実施形態について説明する。図１に概略的に示した機関本体１は筒内噴射型火花点火式内燃機関を示す。しかしながら、本発明を別の火花点火式内燃機関や圧縮自着火式内燃機関に適用してもよい。
【００２３】
図１に示したように、本発明の第１の実施形態では機関本体１はシリンダブロック２と、シリンダブロック２内で往復動するピストン３と、シリンダブロック２上に固定されたシリンダヘッド４とを具備する。ピストン３とシリンダヘッド４との間には燃焼室５が形成される。シリンダヘッド４には各気筒毎に吸気弁６と、吸気ポート７と、排気弁８と、排気ポート９とが配置される。さらに、図１に示したようにシリンダヘッド４の内壁面の中央部には点火プラグ１０が配置され、シリンダヘッド４内壁面周辺部には燃料噴射弁１１が配置される。またピストン３の頂面には燃料噴射弁１１の下方から点火プラグ１０の下方まで延びるキャビティ１２が形成されている。
【００２４】
各気筒の吸気ポート７は下流側の吸気管１３を介してサージタンク１４に連結され、サージタンク１４は上流側の吸気管１５を介してエアクリーナ１６に連結される。吸気管１５内にはステップモータ１７によって駆動されるスロットル弁１８が配置される。一方、各気筒の排気ポート９は排気管１９に連結され、この排気管１９は排気浄化装置２０に連結される。排気通路（排気ポート、排気管等）と吸気通路（吸気ポート、吸気管）とは排気再循環通路（以下、「ＥＧＲ通路」と称す）２１を介して互いに連結され、この排気再循環通路２１内には排気再循環通路を通る排気ガスの流量を調整するための制御弁（以下、「ＥＧＲ弁」と称す）２２が配置される。
【００２５】
電子制御ユニット（ＥＣＵ）３１はディジタルコンピュータからなり、双方向性バス３２を介して相互に接続されたＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＲＯＭ（リードオンリメモリ）３４、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３５、入力ポート３６および出力ポート３７を具備する。吸気管１３には、吸気管内の吸気ガス（新気およびＥＧＲガス）の圧力を検出するための吸気管内圧力センサ４０が設けられており、吸気管内圧力センサ４０は吸気管内圧力に比例した出力電圧を発生し、この出力電圧が対応するＡＤ変換器３８を介して入力ポート３６に入力される。
【００２６】
また、スロットル弁１８の開度を検出するためのスロットル弁開度センサ４３と、内燃機関の周囲の大気の圧力、または吸気管１５に吸入される空気の圧力（吸気圧）を検出するための大気圧センサ４４と、内燃機関の周囲の大気の温度、または吸気管１５に吸入される空気の温度（吸気温）を検出するための大気温センサ４５が設けられ、これらセンサの出力電圧は対応するＡＤ変換器３８を介して入力ポート３６に入力される。また、アクセルペダル４６にはアクセルペダル４６の踏込み量に比例した出力電圧を発生する負荷センサ４７が接続され、負荷センサ４７の出力電圧は対応するＡＤ変換器３８を介して入力ポート３６に入力される。クランク角センサ４８は例えばクランクシャフトが３０度回転する毎に出力パルスを発生し、この出力パルスが入力ポート３６に入力される。ＣＰＵ３５ではこのクランク角センサ４８の出力パルスから機関回転数が計算される。一方、出力ポート３７は対応する駆動回路３９を介して点火プラグ１０、燃料噴射弁１１、ステップモータ１７およびＥＧＲ弁２２に接続される。
なお、ＥＧＲ弁２２の開度については、ＥＧＲ弁２２へ送信されたステップ信号の累積値（ステップ数）に基づいてＣＰＵ３５において計算により求められる。
【００２７】
ところで、内燃機関の制御装置として、燃焼室において燃焼される混合気の空燃比を目標空燃比にするために、吸気弁が閉じたときに燃焼室内に充填されている吸気ガスの量（筒内充填ガス量）Ｍｃを推定し、推定された筒内充填ガス量Ｍｃに基づいて混合気の空燃比が目標空燃比となるように燃料噴射弁によって噴射する燃料の量（以下、「燃料噴射量」と称す）を定めるものが公知である。そしてこのような場合、内燃機関の燃焼室において燃焼される混合気の空燃比を正確に目標空燃比とするためには、筒内充填ガス量Ｍｃを正確に推定する必要がある。
【００２８】
通常、このような筒内充填ガス量Ｍｃは、流量センサ（エアフローメータ）等の多数のセンサ、およびこれらセンサからの出力値を引数とした多数のマップから推定されるが、このようにマップを用いて筒内充填ガス量Ｍｃを推定する場合、推定される筒内充填ガス量Ｍｃの値をより正確なものにするためには、必要なマップの数およびその引数の数が多くなる。このようにマップの数が多くなると、マップを保存するためのＥＣＵのＲＯＭを記憶容量の大きいものにしなければならず、内燃機関の制御装置の製造コストが高くなってしまう。さらに、各マップを作成するにはマップが搭載される車種毎に適合を行わなければならないため、マップの数およびその引数の数が多くなると適合を行う際の労力が多大となってしまう。
【００２９】
そこで、マップを用いずに様々なモデルを用いて、数値計算により筒内充填ガス量Ｍｃを算出する内燃機関の制御装置が検討されている。このような制御装置では、数値計算を多用することにより必要なマップの数を極力減らすようにしており、これにより適合作業を行う際の工数を大幅に削減しながらも、筒内充填ガス量Ｍｃを正確に算出することができる。このような制御装置のうち本願出願人により提案されたものの一つに、図２に示した吸入ガス量モデルＭ２０を搭載した制御装置がある（特願２００１−３１６３５０号）。図示した吸入ガス量モデルＭ２０はＥＧＲ機構を装備していない内燃機関に適用される最も単純なモデルであるが、モデルを用いた内燃機関制御（より詳細には筒内充填ガス量Ｍｃの算出）の一例として以下でこの吸入ガス量モデルＭ２０について説明する。
【００３０】
吸入ガス量モデルＭ２０は、図２に示したようにスロットルモデルＭ２１、吸気管モデルＭ２２、吸気弁モデルＭ２３を備える。スロットルモデルＭ２１には、スロットル弁開度センサによって検出されたスロットル弁の開度（スロットル弁開度）θｔと、大気圧センサによって検出された内燃機関周囲の大気圧（または、吸気管に吸入されるスロットル弁上流側の空気の圧力）Ｐａと、大気温センサによって検出された内燃機関周囲の大気温度（または、吸気管に吸入される空気の温度）Ｔａと、後述する吸気管モデルＭ２２において算出された吸気管内の圧力（吸気管内圧力）Ｐｍとが入力され、これら入力された各パラメータの値を後述するスロットルモデルＭ２１のモデル式に代入することで、単位時間当たりにスロットル弁を通過する空気の流量（以下、「スロットル弁通過空気流量ｍｔ」と称す）が算出される。スロットルモデルＭ２１において算出されたスロットル弁通過空気流量ｍｔは、吸気管モデルＭ２２へ入力される。
【００３１】
吸気管モデルＭ２２には、スロットルモデルＭ２１において算出されたスロットル弁通過空気流量ｍｔと、以下で詳述する単位時間当たりに燃焼室内に流入する吸気ガスの流量（以下、「筒内吸入ガス流量ｍｃ」と称す。なお、筒内吸入ガス流量ｍｃの定義については、吸気弁モデルＭ２３において詳述する）とが入力され、これら入力された各パラメータの値を後述する吸気管モデルＭ２２のモデル式に代入することで、吸気管内に存在する吸気ガスの圧力、すなわち吸気管内圧力Ｐｍと吸気管内に存在する吸気ガスの温度、すなわち吸気管内温度Ｔｍとが算出される。吸気管モデルＭ２２において算出された吸気管内圧力Ｐｍと吸気管内温度Ｔｍは共に吸気弁モデルＭ２３へ入力され、さらに吸気管内圧力ＰｍはスロットルモデルＭ２１にも入力される。
【００３２】
吸気弁モデルＭ２３には、吸気管モデルＭ２２において算出された吸気管内圧力Ｐｍおよび吸気管内温度Ｔｍの他に大気温度Ｔａが入力され、これら入力された各パラメータの値を後述する吸気弁モデルＭ２３のモデル式に代入することで、筒内吸入ガス流量ｍｃが算出される。算出された筒内吸入ガス流量ｍｃは、筒内充填ガス量Ｍｃに変換され、この筒内充填ガス量Ｍｃに基づいて燃料噴射弁からの燃料噴射量が決定される。また、吸気弁モデルＭ２３において算出された筒内吸入ガス流量ｍｃは吸気管モデルＭ２２に入力される。
【００３３】
図２から分かるように、吸入ガス量モデルＭ２０ではあるモデルにおいて算出されたパラメータの値が別のモデルへの入力値として利用されるので、吸入ガス量モデルＭ２０全体では、実際に入力される値はスロットル弁開度θｔ、大気圧Ｐａ、および大気温度Ｔａの三つのパラメータのみであり、これら三つのパラメータから筒内充填ガス量Ｍｃが算出される。
【００３４】
次に、吸入ガス量モデルＭ２０の各モデルＭ２１〜Ｍ２３について説明する。
スロットルモデルＭ２１では、大気圧Ｐａ、大気温度Ｔａ、吸気管内圧力Ｐｍ、スロットル弁開度θｔから、下記数４に基づいてスロットル弁通過空気流量ｍｔが算出される。ここで、数４におけるμはスロットル弁における流量係数で、スロットル弁開度θｔの関数であり、図３に示したようなマップから定まる。また、Ａｔはスロットル弁の開口断面積（以下、「スロットル開口面積」と称す）を示し、スロットル弁開度θｔの関数である。なお、これら流量係数μおよび開口断面積Ａｔをまとめたμ・Ａｔをスロットル弁開度θｔから一つのマップで求めるようにしてもよい。また、Ｒａは気体定数に関連する定数であり、気体定数Ｒを１mol当たりの空気の質量Ｍａで除算した値である（Ｒａ＝Ｒ／Ｍａ）
【００３５】
【数４】

【００３６】
また、Φ（Ｐｍ／Ｐａ）は下記数５に示した関数であり、この数５におけるκは比熱比（κ＝Ｃｐ（等圧比熱）／Ｃｖ（等容比熱）であり、一定値とする）である。この関数Φ（Ｐｍ／Ｐａ）は図４に示したようなグラフに表すことができるので、このようなグラフをマップとしてＥＣＵのＲＯＭに保存し、実際には数５を用いて計算するのではなくマップからΦ（Ｐｍ／Ｐａ）の値を求めるようにしてもよい。
【００３７】
【数５】

【００３８】
これらスロットルモデルＭ２１の数４および数５は、スロットル弁１８上流の気体の圧力を大気圧Ｐａ、スロットル弁１８上流の気体の温度を大気温度Ｔａ、スロットル弁１８を通過する気体の圧力を吸気管内圧力Ｐｍとして、図５に示したようなスロットル弁１８のモデルに対して、質量保存則、エネルギ保存則および運動量保存則を適用し、さらに気体の状態方程式、比熱比の定義式、およびマイヤーの関係式を利用することによって得られる。
【００３９】
吸気管モデルＭ２２では、スロットル弁通過空気流量ｍｔ、筒内吸入ガス流量ｍｃ、および大気温度Ｔａから、下記数６および数７に基づいて吸気管内圧力Ｐｍおよび吸気管内温度Ｔｍが算出される。なお、数６および数７におけるＶｍはスロットル弁から吸気弁までの吸気管等の部分（以下、「吸気管部分」と称す）１３´の容積に等しい定数である。
【００４０】
【数６】

【００４１】
【数７】

【００４２】
ここで、吸気管モデルＭ２２について図６を参照して説明する。吸気管部分１３´の総気体量（総吸気ガス量）をＭとすると、総気体量Ｍの時間的変化は、吸気管部分１３´に流入する気体の流量、すなわちスロットル弁通過空気流量ｍｔと、吸気管部分１３´から流出する気体の流量、すなわち筒内吸入ガス流量ｍｃとの差に等しいため、質量保存則により下記数８が得られ、この数８および気体の状態方程式（Ｐｍ・Ｖｍ＝Ｍ・Ｒａ・Ｔｍ）より、数６が得られる。
【００４３】
【数８】

【００４４】
また、吸気管部分１３´の気体のエネルギＭ・Ｃｖ・Ｔｍの時間的変化量は、吸気管部分１３´に流入する気体のエネルギと吸気管部分１３´から流出する気体のエネルギとの差に等しい。このため、吸気管部分１３´に流入する気体の温度を大気温度Ｔａ、吸気管部分１３´から流出する気体の温度を吸気管内温度Ｔｍとすると、エネルギ保存則により下記数９が得られ、この数９および上記気体の状態方程式より、数７が得られる。
【００４５】
【数９】

【００４６】
吸気弁モデルＭ２３では、吸気管内圧力Ｐｍ、吸気管内温度Ｔｍ、および大気温度Ｔａから、下記数１０に基づいて、筒内吸入ガス流量ｍｃが算出される。なお、数１０におけるａ、ｂは、機関回転数ＮＥから、さらに吸気弁の位相角（バルブタイミング）および作用角を変更できる可変動弁機構を備えた内燃機関の場合には吸気弁６の位相角、作用角から定まる適合パラメータである。
【００４７】
【数１０】

【００４８】
上述した吸気弁モデルＭ２３について図７を参照して説明する。一般に、吸気弁６が閉じたときに燃焼室５内に充填されている吸気ガスの量である筒内充填ガス量Ｍｃは、吸気弁６が閉弁するとき（吸気弁閉弁時）に確定し、吸気弁閉弁時の燃焼室５内の圧力に比例する。また、吸気弁閉弁時の燃焼室５内の圧力は吸気弁上流の気体の圧力、すなわち吸気管内圧力Ｐｍと等しいとみなすことができる。したがって、筒内充填ガス量Ｍｃは、吸気管内圧力Ｐｍに比例すると近似することができる。
【００４９】
ここで、単位時間当たりに吸気管部分１３´から流出する全吸気ガスの量を平均化したもの、または単位時間当たりに吸気管部分１３´から全ての燃焼室５に吸入される吸気ガスの量を一つの気筒の吸気行程に亘って（後述するように本実施形態ではクランク角１８０°分）平均化したものを筒内吸入ガス流量ｍｃ（以下で詳述する）とすると、筒内充填ガス量Ｍｃが吸気管内圧力Ｐｍに比例することから、筒内吸入ガス流量ｍｃも吸気管内圧力Ｐｍに比例すると考えられる。このことから、理論および経験則に基づいて、上記数１０が得られる。なお、数１０における適合パラメータａは比例係数であり、適合パラメータｂは排気弁閉弁時において燃焼室５内に残存している既燃ガス量に関連する値（以下で説明する）である。また、実際の運転では過渡時に吸気管内温度Ｔｍが大きく変化する場合があるため、これに対する補正として理論および経験則に基づいて導かれたＴａ／Ｔｍが乗算されている。
【００５０】
ここで、筒内吸入ガス流量ｍｃについて、図８を参照して内燃機関が４気筒である場合について説明する。なお、図８は横軸がクランクシャフトの回転角度、縦軸が単位時間当たりに吸気管部分１３´から燃焼室５に実際に流入する吸気ガスの量である。図８に示したように、４気筒の内燃機関では、吸気弁６が例えば１番気筒、３番気筒、４番気筒、２番気筒の順に開弁し、各気筒に対応する吸気弁６の開弁量に応じて吸気管部分１３´から各気筒の燃焼室５内へ吸気ガスが流入する。吸気管部分１３´から各気筒の燃焼室５内に流入する吸気ガスの流量の変位は図８に破線で示した通りであり、これを総合して吸気管部分１３´から全気筒の燃焼室５に流入する吸気ガスの流量は図８に実線で示した通りである。また、例えば１番気筒への筒内充填ガス量Ｍｃは図８に斜線で示した部分に相当する。
【００５１】
これに対して、実線で示した吸気管部分１３´から全ての気筒の燃焼室５に流入する吸気ガスの量を平均化したものが筒内吸入ガス流量ｍｃであり、図中に一点鎖線で示されている。そして、この一点鎖線で示した筒内吸入ガス流量ｍｃに、４気筒の場合にはクランクシャフトが１８０°（すなわち、４ストローク式内燃機関において１サイクル中にクランクシャフトが回転する角度７２０°を気筒数で割った角度）回転するのにかかる時間ΔＴ₁₈₀ _°を乗算したものが筒内充填ガス量Ｍｃとなる。したがって、吸気弁モデルＭ２３で算出された筒内吸入ガス流量ｍｃにΔＴ₁₈₀ _°を乗算することで、筒内充填ガス量Ｍｃを算出することができる（Ｍｃ＝ｍｃ・ΔＴ₁₈₀ _°）。より詳細には、筒内充填ガス量Ｍｃは吸気弁閉弁時の圧力に比例することから、吸気弁閉弁時の筒内吸入ガス流量ｍｃにΔＴ₁₈₀ _°を乗算したものが筒内充填ガス量Ｍｃとされる。なお、以上の説明からも明らかなように、数１０における値ｂにΔＴ₁₈₀ _°を乗算し、更にＴａ／Ｔｍを乗算すると、排気弁８閉弁時において燃焼室５内に残存している既燃ガス量が得られると考えられる。
【００５２】
次に、上記吸入ガス量モデルＭ２０を内燃機関の制御装置に実装して、実際に筒内充填ガス量Ｍｃを算出する場合について説明する。筒内充填ガス量Ｍｃは吸入ガス量モデルＭ２０を用いて、上記数４、数６、数７、および数１０を解くことにより表される。この場合、ＥＣＵで処理するために、これらの式を離散化する必要がある。時刻ｔ、計算間隔Δｔを用いて数４、数６、数７、および数１０を離散化すると、それぞれ下記数１１、数１２、数１３、および数１４が得られる。なお、吸気管内温度Ｔｍ（ｔ＋Δｔ）は、数１２および数１３によってそれぞれ算出されたＰｍ／Ｔｍ（ｔ＋Δｔ）およびＰｍ（ｔ＋Δｔ）から、数１５によって算出される。
【００５３】
【数１１】

【００５４】
【数１２】

【００５５】
【数１３】

【００５６】
【数１４】

【００５７】
【数１５】

【００５８】
このようにして実装された吸入ガス量モデルＭ２０では、スロットルモデルＭ２１の数１１で算出された時刻ｔにおけるスロットル弁通過空気流量ｍｔ（ｔ）と、吸気弁モデルＭ２３の数１４で算出された時刻ｔにおける筒内吸入ガス流量ｍｃ（ｔ）とが、吸気管モデルＭ２２の数１２および数１３に代入され、これにより時刻ｔ＋Δｔにおける吸気管内圧力Ｐｍ（ｔ＋Δｔ）および吸気管内温度Ｔｍ（ｔ＋Δｔ）が算出される。次いで、算出されたＰｍ（ｔ＋Δｔ）およびＴｍ（ｔ＋Δｔ）は、スロットルモデルＭ２１および吸気弁モデルＭ２３の数１１および数１４に代入され、これにより時刻ｔ＋Δｔにおけるスロットル弁通過空気流量ｍｔ（ｔ＋Δｔ）および筒内吸入ガス流量ｍｃ（ｔ＋Δｔ）が算出される。そして、このような計算を繰り返すことによって、スロットル弁開度θｔ、大気圧Ｐａ、および大気温度Ｔａから、任意の時刻ｔにおける筒内吸入ガス流量ｍｃが算出され、算出された筒内吸入ガス流量ｍｃに上記時間ΔＴ₁₈₀ _°を乗算することで、任意の時刻ｔにおける筒内充填ガス量Ｍｃが算出される。
【００５９】
なお、内燃機関の始動時には、すなわち時刻ｔ＝０においては、吸気管内圧力Ｐｍは大気圧と等しい（Ｐｍ（０）＝Ｐａ）とされ、吸気管内温度Ｔｍは大気温度と等しい（Ｔｍ（０）＝Ｔａ）とされて、各モデルＭ２１〜Ｍ２３における計算が開始される。
【００６０】
なお、上記吸入ガス量モデルＭ２０では、大気温度Ｔａおよび大気圧Ｐａが一定であるとしているが、時刻によって変化する値としてもよく、例えば、大気温度を検出するための大気温センサによって時刻ｔにおいて検出された値を大気温度Ｔａ（ｔ）、大気圧を検出するための大気圧センサによって時刻ｔにおいて検出された値を大気圧Ｐａ（ｔ）として上記数１１、数１３、および数１４に代入するようにしてもよい。
【００６１】
ところで、以上で説明した吸入ガス量モデルＭ２０は、上述したようにＥＧＲ機構を備えていない内燃機関に適用される最も単純なモデルであり、これをそのまま図１に例示したようなＥＧＲ機構を備えた内燃機関に適用すると十分な精度が得られず制御上の不都合が生じてしまう。その原因の一つは、ＥＧＲガスの導入の影響で吸気管内温度Ｔｍ及び圧力Ｐｍが上昇し、吸気管部分１３´内への新気流入量であるスロットル弁通過空気流量ｍｔがＥＧＲガスの導入がない場合とは大きく異なるためであると考えられる。
【００６２】
そこで本発明のスロットル弁通過空気流量算出装置では、ＥＧＲガスの導入がある場合においてもスロットル弁通過空気流量が正確に算出できるように、以下で説明するような方法でスロットル弁通過空気流量を算出する。これによって、モデルを用いた内燃機関制御における制御精度の向上を図ることが可能となる。すなわち、本発明のスロットル弁通過空気流量算出装置においては、下記の数１６に基づいてスロットル弁通過空気流量ｍｔが算出される。
【００６３】
【数１６】

【００６４】
ここで、Ｐｍｅｇｒは、その時点での機関回転数ＮＥ、スロットル弁開度θｔ及びＥＧＲ弁開度ＳＴＰを保持した場合に収束する吸気管内圧力、すなわち定常運転時における吸気管内圧力を示しており、機関回転数ＮＥ、スロットル弁開度θｔ及びＥＧＲ弁開度ＳＴＰに基づいて定められる（Ｐｍｅｇｒ＝ｆ１（ＮＥ，θｔ，ＳＴＰ））。ｅ、ｄ、ｒは適合パラメータを示しており、これらについては後述する。また、Φ（Ｐｍ／Ｐａ）は数５で示された関数と同様の関数であり、Φ（Ｐｍｅｇｒ／Ｐａ）は数５で示された関数のＰｍにＰｍｅｇｒを代入したものである。
【００６５】
次に、数１６の導出過程について説明する。一般にスロットル弁通過空気流量ｍｔは上述した数４によって求めることができるが、数４に基づいて定常運転時におけるスロットル弁通過空気流量ｍｔＴＡを求めると、定常運転時における吸気管内圧力はＰｍｅｇｒであるので以下の数１７のようになる。
【００６６】
【数１７】

【００６７】
そして更に、数４の各辺をそれぞれ数１７の対応する各辺で除して変形すると以下の数１８が得られる。
【００６８】
【数１８】

【００６９】
一方、ＥＧＲガスが導入される場合の定常運転時における筒内吸入空気流量ｍｃａは、以下の数１９で表すことができる（数１９の導出過程については後述する）。
【００７０】
【数１９】

【００７１】
ここで、ｅは機関回転数ＮＥとＥＧＲ弁開度ＳＴＰに基づいて定まる適合パラメータ（ｅ＝ｆ２（ＮＥ，ＳＴＰ））を示し、ｄは機関回転数に基づいて定まる適合パラメータ（ｄ＝ｆ３（ＮＥ））を示し、ｒは機関回転数とＥＧＲ弁開度ＳＴＰに基づいて定まる適合パラメータ（ｒ＝ｆ４（ＮＥ，ＳＴＰ））を示す。そして適合パラメータｅについては、より詳細には、以下の数２０で示されるように、吸気管内圧力Ｐｍと適合パラメータｄとの大小関係によって異なる値をとる。
【００７２】
【数２０】

【００７３】
すなわち、適合パラメータｅは機関回転数ＮＥとＥＧＲ弁開度ＳＴＰによって上記ｅ１またはｅ２の何れかの値をとることが定められ、吸気管内圧力Ｐｍと適合パラメータｄとの大小関係によって最終的に上記ｅ１またはｅ２のうちの何れの値をとるかが定められる。
【００７４】
ここで、数１９は定常運転時に関して示していることを考慮すると、定常運転時においては、筒内吸入空気量ｍｃａはスロットル弁通過空気流量ｍｔＴＡと等しくなり、吸気管内圧力Ｐｍは定常運転時における吸気管内圧力Ｐｍｅｇｒとなるので、数１９より以下の数２１が得られる。
【００７５】
【数２１】

【００７６】
この時、上記数２０に対応して適合パラメータｅは以下の数２２のように示される。
【００７７】
【数２２】

【００７８】
そしてこの数２１を数１８に代入することによって、上述の数１６が得られる。
【００７９】
本実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置においては、定常運転時における吸気管内圧力Ｐｍｅｇｒは、機関回転数ＮＥ、スロットル弁開度θｔ及びＥＧＲ弁開度ＳＴＰの関数（Ｐｍｅｇｒ＝ｆ１（ＮＥ，θｔ，ＳＴＰ））として予め実験等によって求められ、マップの形でＲＯＭ３４に記憶されている。同様に適合パラメータｅは、機関回転数ＮＥとＥＧＲ弁開度ＳＴＰの関数（ｅ＝ｆ２（ＮＥ，ＳＴＰ））として予め実験等によって求められると共に、Ｐｍｅｇｒと適合パラメータｄとの大小関係をも加味して一つの値が定められるようにマップの形でＲＯＭ３４に記憶されている。適合パラメータｄは、機関回転数ＮＥの関数（ｄ＝ｆ３（ＮＥ））として予め実験等によって求められ、マップの形でＲＯＭ３４に記憶されている。適合パラメータｒは、機関回転数ＮＥとＥＧＲ弁開度ＳＴＰの関数（ｒ＝ｆ４（ＮＥ，ＳＴＰ））として予め実験等によって求められ、マップの形でＲＯＭ３４に記憶されている。
【００８０】
本実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置では、上述の各マップから機関回転数ＮＥ、スロットル弁開度θｔ及びＥＧＲ弁開度ＳＴＰ等に基づいてＰｍｅｇｒ及び適合パラメータｅ、ｄ、ｒが定められ、吸気管内圧力センサ４０の検出値に基づいて吸気管内圧力Ｐｍが求められて、数１６に基づいてスロットル弁通過空気流量ｍｔが算出される。なお、吸気管内圧力Ｐｍは他の手段によって推定もしくは算出されてもよく、例えば、スロットル弁開度θｔに基づいて、あるいはエアフローメータを有している場合にはその検出値に基づいて算出されてもよい。
【００８１】
以上の説明から明らかなように、数１６に基づいて算出されるスロットル弁通過空気流量ｍｔは、ＥＧＲガスの導入の影響、例えばＥＧＲガスの導入に伴う吸気管内温度Ｔｍ及び圧力Ｐｍの上昇を加味したものとなる。また、数１６は過渡状態におけるスロットル弁通過空気流量ｍｔを求めるものであるので、数１６に基づいてスロットル弁通過空気流量ｍｔを求める本実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置によれば、ＥＧＲガスの導入がある場合における過渡状態のスロットル弁通過空気流量が正確に算出できる。
【００８２】
なお、スロットル弁１８の形状が複雑であることや脈動の影響があるために、数１６において関数Φから得られる値の精度が低下し、数１６から得られるスロットル弁通過空気流量ｍｔの精度が低下する場合が考えられるが、このような場合であっても、定常運転時におけるスロットル弁通過空気流量は正確に算出することができる。これは、定常運転時においてはＰｍ＝Ｐｍｅｇｒとなるために、数１６は以下の数２３のようになり、関数Φが式中から無くなるためである。
【００８３】
【数２３】

【００８４】
次に本発明の別の実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置について説明する。このスロットル弁通過空気流量算出装置は、上述した実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置と比較して、数１６において用いられる定常運転時における吸気管内圧力Ｐｍｅｇｒの求め方のみが異なっているので、以下では主にこの点について説明する。
【００８５】
上述した実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置においては、数１６において用いられるＰｍｅｇｒは、予め作成されてＲＯＭ３４に記憶されたマップから求められる。そして、このマップは機関回転数ＮＥと、スロットル弁開度θｔと、ＥＧＲ弁開度ＳＴＰとに基づいてＰｍｅｇｒが定められるようになっている。
これに対し、本実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置においては、Ｐｍｅｇｒがマップに基づいて求められる点では同様であるが、Ｐｍｅｇｒを定めるためのマップの引数は三つから二つに低減されている。
【００８６】
そして、このようなマップに関しては、その引数の数によって、マップ作成時の適合工数や制御負荷等が大きく異なり、例えば引数の数が一つ増えるだけで、適合工数が何十倍にも増加してしまう場合がある。したがって、マップの引数は一般に少ない方が好ましい。しかしながら、引数の数を減らすとマップから得られるパラメータの値の正確性が低下する場合もあるため、引数の数を減らす場合にはこの点を考慮する必要がある。
【００８７】
ところで、上述した実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置においては、Ｐｍｅｇｒは機関回転数ＮＥと、スロットル弁開度θｔと、ＥＧＲ弁開度ＳＴＰとに基づいて定められていたが、これはＰｍｅｇｒが主にスロットル弁１８を介して吸気管部分１３´に流入する空気量と、ＥＧＲ弁２２を介して吸気官部分１３´に流入するＥＧＲガス量と、吸気弁６を介して吸気管部分１３´から燃焼室５内へ流出していくガス（空気とＥＧＲガスの混合ガス）の量とのバランスによって定まるためである。概略的には、機関回転数ＮＥが吸気弁６を介した流出ガス量に対応し、スロットル弁開度θｔがスロットル弁１８を介した流入空気量に対応し、ＥＧＲ弁開度ＳＴＰがＥＧＲ弁２２を介した流入ＥＧＲガス量に対応すると考えられる。
【００８８】
一般に、弁を通過する気体の量は、弁の開度（より詳細には、開口面積）と、弁の上流側及び下流側の圧力により決定される。上述した吸気管部分１３´への流入空気量と流入ＥＧＲガス量について考えてみると、流入空気量についてはスロットル弁開度θｔと大気圧Ｐａ及び吸気管内圧力Ｐｍによって、流入ＥＧＲガス量についてはＥＧＲ弁開度ＳＴＰと排気圧Ｐｅ及び吸気管内圧力Ｐｍによって決定される。
【００８９】
ここで、ＥＧＲガスの導入が行われるのは、通常、低負荷の運転状態であり、このような場合、排気圧Ｐｅは大気圧Ｐａとほぼ同じである。したがって、スロットル弁１８とＥＧＲ弁２２の上下流の圧力は共に同じであると考えられ、各弁における開口面積の増減は吸気管部分１３´に流入するガス（空気またはＥＧＲガス）の量の増減に対してほぼ同様の効果があると考えられる。このためＥＧＲ弁開度ＳＴＰを相当するスロットル弁開度に換算し、その開度をもとのスロットル弁開度θｔに加えることで、二つの弁を一つの弁とみなし、モデルを単純化することが可能であると考えられる。
【００９０】
本実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置は、このような考えにより、Ｐｍｅｇｒを求めるマップの引数を機関回転数ＮＥとＥＧＲ弁開度分を含めたスロットル弁開度θｔの二つのみとするものであり、この引数の低減に起因して、得られるパラメータの値、すなわちＰｍｅｇｒの正確性が低下することは殆どないと考えられる。
【００９１】
また、本実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置においては、Ｐｍｅｇｒは機関回転数ＮＥ及びスロットル弁開度θｔの関数（Ｐｍｅｇｒ＝ｆ５（ＮＥ，θｔ））として予め実験等によって求められ、マップの形でＲＯＭ３４に記憶されているが、このマップはＥＧＲ機構を備えていない内燃機関の場合の機関回転数ＮＥ及びスロットル弁開度θｔから定常運転時における吸気管内圧力ＰｍＴＡを求めるマップと同様のものとなる。
【００９２】
以下、ＥＧＲ弁開度ＳＴＰをスロットル弁開度に換算する具体的な方法について説明する。
第１の方法では、まず、図９に示すように、ある機関回転数ＮＥに対してＥＧＲ弁開度ＳＴＰが種々の開度である場合におけるスロットル弁開度θｔとＰｍｅｇｒとの関係が測定される。図９の例では、全閉（０）の場合を含めステップ数で表された７種類のＥＧＲ弁開度ＳＴＰに対するスロットル弁開度θｔとＰｍｅｇｒとの関係が示されている。そして、所定の基準スロットル弁開度（好ましくは、アイドリング時に相当するスロットル弁開度とする。）θｔｒにおける各ＥＧＲ弁開度ＳＴＰの場合のＰｍｅｇｒ（以下、Ｐｍｅｇｒｂと称する）が求められ、次いで、ＥＧＲ弁開度ＳＴＰを全閉とした場合に、その各Ｐｍｅｇｒｂとなる相当スロットル弁開度θｔｂがそれぞれ求められる。
【００９３】
そして、各ＥＧＲ弁開度ＳＴＰの場合について上記相当スロットル弁開度θｔｂと上記基準スロットル弁開度θｔｒとの差が求められ、図１０で示すようなＥＧＲ弁開度ＳＴＰをスロットル弁開度（すなわち、換算スロットル弁開度θｔｃ１）に換算するマップが作成される。図１０のマップは横軸がＥＧＲ弁開度ＳＴＰを示し、縦軸がＥＧＲ弁開度ＳＴＰに相当する換算スロットル弁開度θｔｃ１を示している。例えば、図１０の例においてＥＧＲ弁開度ＳＴＰが１０ステップである場合にはスロットル弁開度の２．５°分に相当し、換算スロットル弁開度θｔｃ１は２．５°であるので、もとのスロットル弁開度に２．５°を加えれば、ＥＧＲ弁開度１０ステップ分を含めたスロットル弁開度が求められる。
【００９４】
このようにして、図１０に示したような換算マップを各機関回転数ＮＥについて予め作成しておけば、スロットル弁開度θｔと、ＥＧＲ弁開度ＳＴＰと、機関回転数ＮＥが与えられた場合に、ＥＧＲ弁開度ＳＴＰをスロットル弁開度に換算し、それに基づいてＥＧＲ弁開度分を含めたスロットル弁開度が求められる。そしてそのスロットル弁開度と機関回転数ＮＥに基づいて、上述したようなＰｍｅｇｒを機関回転数ＮＥ及びスロットル弁開度θｔの関数として示したマップ、すなわちＥＧＲ機構を備えていない内燃機関の場合の定常運転時における吸気管内圧力ＰｍＴＡを求めるマップからＰｍｅｇｒを求めることが可能になる。
そして、このようにして求められたＰｍｅｇｒを用いて、第１の実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置と同様に、数１６からスロットル弁通過空気流量ｍｔが求められる。
【００９５】
次にＥＧＲ弁開度ＳＴＰをスロットル弁開度に換算する第２の方法について説明する。この方法は、基本的に上述した第１の方法と同様であるが、スロットル弁開度θｔとスロットル弁開口面積Ａｔとの間の非線形な関係を考慮している点で異なっており、これによりＥＧＲ弁開度ＳＴＰをスロットル弁開度に換算する精度が向上される。
【００９６】
すなわち、通常、スロットル弁では、スロットル弁開度θｔとスロットル弁開口面積Ａｔとの間に非線形な関係があり、例えば、図１１に示すように開度の小さいところにおいては開度の中程度以降のところに比べ、同じ開度増加に対する開口面積Ａｔの増加が少なくなっている。このような場合にＥＧＲ弁開度分を、その時のスロットル弁開度にかかわらず同様にスロットル弁開度に換算すると、その換算スロットル弁開度では意図するスロットル弁での開口面積Ａｔの増加が得られない場合がある。
【００９７】
より具体的には、例えば、上述した図１０のマップを使用する場合、このマップの作成において基準とした上記基準スロットル弁開度θｔｒよりもその時のスロットル弁開度が小さい時には図１０のマップで得られる換算スロットル弁開度θｔｃ１をその時のスロットル弁開度に加えたスロットル弁開度としても意図する開口面積には足りず、逆に上記基準スロットル弁開度θｔｒよりもその時のスロットル弁開度が大きい時には図１０のマップで得られる換算スロットル弁開度θｔｃ１をその時のスロットル弁開度に加えたスロットル弁開度とすると意図する開口面積よりも大きくなってしまう。
【００９８】
この方法では、以下で説明するような方法で図１０のマップで得られる換算スロットル弁開度θｔｃ１を補正することにより、スロットル弁開度θｔとスロットル弁開口面積Ａｔとの間の非線形な関係を考慮し、ＥＧＲ弁開度ＳＴＰを精度良くスロットル弁開度に換算する。
すなわち、図１２は図１１のスロットル弁開度θｔの小さい範囲について拡大したものであるが、まずここで図１０のマップの作成において基準とした上記基準スロットル弁開度θｔｒにおける傾きＳｂを求める。そして、この傾きＳｂを図１１のスロットル弁開度θｔに対するスロットル開口面積Ａｔを示す曲線の傾きＳで除して各スロットル弁開度θｔに対するＳｂ／Ｓを求めマップとする。こうして求めたマップが図１３の実線で示されるものであり、この値が原則として各スロットル弁開度θｔに対する補正係数Ｃｃとなる。
【００９９】
ここで、図１１に示されているようにスロットル弁開度θｔの極めて大きな部分では、スロットル弁開度θｔが大きくなってもスロットル開口面積Ａｔはそれ以上大きくならない部分があり、この部分のＳｂ／Ｓを求めると、Ｓが零になるために無限大になってしまう。一方、このようなスロットル弁開度θｔが極めて大きい部分においては、スロットル弁開度θｔが変わってもＰｍｅｇｒは殆ど変化せず、また、ＥＧＲ弁開度ＳＴＰが変化してもＰｍｅｇｒは殆ど変化しないことがわかっているので、実質的にはＥＧＲ弁開度分をスロットル弁開度に換算して加える必要のない部分である。このようなことから、本実施形態においては、スロットル弁開度θｔの大きな部分における補正係数Ｃｃを図１３に点線で示したように単純なＳｂ／Ｓとは異なる値とし、制御上の不都合を回避すると共に制御の連続性を維持し、且つ、実際の現象に合致するようにしている。つまり、図１３において補正係数Ｃｃは、スロットル弁開度θｔの大きい部分以外では実線で、スロットル弁開度θｔの大きい部分では点線で示された値となる。
【０１００】
このような図１３のマップから得られる補正係数Ｃｃを図１０から得られる換算スロットル弁開度θｔｃ１に乗ずることにより、スロットル弁開度θｔとスロットル弁開口面積Ａｔとの間の非線形な関係を考慮した換算スロットル弁開度θｔｃ２が得られる。
そして、上述した実施形態の場合と同様に、この換算スロットル弁開度θｔｃ２に基づいてＥＧＲ弁開度分を含めたスロットル弁開度が求められ、そのスロットル弁開度と機関回転数ＮＥに基づいて、上述したようなＰｍｅｇｒを機関回転数ＮＥ及びスロットル弁開度θｔの関数として示したマップからＰｍｅｇｒを求めることが可能になる。そして、このようにして求められたＰｍｅｇｒを用いて、第１の実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置と同様に、数１６からスロットル弁通過空気流量ｍｔが求められる。特に本実施形態においては、換算スロットル弁開度θｔｃ２が精度良く求められるので、最終的に算出されるスロットル弁通過空気流量ｍｔの精度も向上する。
【０１０１】
最後に、上述した数１９の導出過程について説明する。
ＥＧＲ弁２２が開弁されしたがってＥＧＲガスが供給されているときには、各気筒の筒内に新気とＥＧＲガスとの混合ガスが吸入される。したがって、吸気弁７が開弁し次いで閉弁したときに各気筒の筒内に充填されているＥＧＲガスの量を筒内充填ＥＧＲガス量Ｍｃｅｇｒと称すると、筒内充填ガス量Ｍｃは筒内充填新気量Ｍｃａと筒内充填ＥＧＲガス量Ｍｃｅｇｒとの和で表されることになる（Ｍｃ＝Ｍｃａ＋Ｍｃｅｇｒ）。また、同様に、筒内吸入ガス流量ｍｃは、そのうちの新気分である筒内吸入空気流量ｍｃａとＥＧＲガス分である筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃｅｇｒとの和で表される（ｍｃ＝ｍｃａ＋ｍｃｅｇｒ）。
【０１０２】
ところで、上述したように、筒内充填ガス量Ｍｃは吸気弁７が閉弁したときの吸気管内圧力Ｐｍに比例し、したがってその一次式で表すことができる。また、同様に筒内吸入ガス流量ｍｃも吸気管内圧力Ｐｍに比例し、したがってその一次式で表すことができる。そしてＥＧＲガスが供給されていないときには筒内に新気のみが充填されるので、筒内充填新気量Ｍｃａ及び筒内吸入空気流量ｍｃａを吸気管内圧力Ｐｍの一次式で表すことができる。
【０１０３】
ところが、ＥＧＲガスが供給されているときには状況が全く異なり、筒内には新気だけでなくＥＧＲガスも充填される。このため、従来では、筒内充填新気量Ｍｃａや筒内吸入空気流量ｍｃａを吸気管内圧力Ｐｍの一次式で表すことは到底できないと考えられていたのである。
ここで、筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃｅｇｒを吸気管内圧力Ｐｍの一次式で表すことができるならば、筒内吸入ガス流量ｍｃを吸気管内圧力Ｐｍの一次式で表すことができること、筒内吸入ガス流量ｍｃが筒内吸入空気流量ｍｃａと筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃｅｇｒとの和であることを考えれば、筒内吸入空気流量ｍｃａを吸気管内圧力Ｐｍの一次式で表すことができる。
【０１０４】
しかしながら、従来では、筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃｅｇｒも吸気管内圧力Ｐｍの一次式で表すことができないと考えられていたのである。このことを図１４を参照しながら説明する。
まず、図１４（Ａ）に示されるように、ＥＧＲ弁２２上流のＥＧＲガス圧力が排気管１９内の排気圧Ｐｅであり、ＥＧＲ制御弁上流のＥＧＲガス温度が排気管１９内の排気温Ｔｅであり、ＥＧＲ弁２２を通過するＥＧＲガスの圧力が吸気管内圧力Ｐｍであると考えると、ＥＧＲ弁２２を通過するＥＧＲガスの流量であるＥＧＲ弁通過ガス流量ｍｅｇｒは、上述した数４の場合と同様にして以下の数２４により表すことができる。
【０１０５】
【数２４】

【０１０６】
ここで、μはＥＧＲ弁２２における流量係数を、ＡｅはＥＧＲ弁２２における開口断面積を、Ｒｅは気体定数Ｒに関する定数を、Φ（Ｐｍ／Ｐｅ）はＰｍ／Ｐｅの関数を、それぞれ表している。なお、流量係数μおよび開口断面積ＡｅはＥＧＲ弁２２の開度ＳＴＰによって定まる値であり、定数Ｒｅは気体定数Ｒを１ｍｏｌ当たりの排気ガスないしＥＧＲガスの質量Ｍｅで除算した値である（Ｒｅ＝Ｒ／Ｍｅ）。
また、関数Φ（Ｐｍ／Ｐｅ）は、上述した数５と同様に、比熱比κを用いて以下の数２５により表される。
【０１０７】
【数２５】

【０１０８】
ここで、計算を簡単にするために排気圧Ｐｅが大気圧Ｐａであるとすると、数２４により表されるＥＧＲ弁通過ガス流量ｍｅｇｒは図１４（Ｂ）のようになる。すなわち、ＥＧＲ弁通過ガス流量ｍｅｇｒは吸気管内圧力Ｐｍが小さいときにはほぼ一定に維持され、吸気管内圧力Ｐｍが高くなると図１４（Ｂ）においてＮＲで示されるように吸気管内圧力Ｐｍに対し非線形性を示しながら大気圧Ｐａに向けて減少する。なお、この非線形性部分ＮＲは数２４のうちＰｅ／√Ｔｅの部分及び関数Φ（Ｐｍ／Ｐｅ）によるものである。
【０１０９】
したがって、ＥＧＲ弁通過ガス流量ｍｅｇｒ、とりわけ非線形性部分ＮＲを吸気管内圧力Ｐｍの一次式により表すことはできないものと考えられていたのである。
ところが、本願発明者らによれば、ＥＧＲ弁通過ガス流量ｍｅｇｒを吸気管内圧力Ｐｍの二つの一次式で表すことができ、したがって筒内吸入空気量ｍｃａを吸気管内圧力Ｐｍの二つの一次式で表すことができることが判明したのである。
【０１１０】
すなわち、まず、図１５に示されるように、排気温Ｔｅは吸気管内圧力Ｐｍの増大に対し、排気圧Ｐｅが増大するよりも大幅に増大し、その結果Ｐｅ／√Ｔｅを吸気管内圧力Ｐｍの一次式で表すことができるのである。
また、関数Φ（Ｐｍ／Ｐｅ）も吸気管内圧力Ｐｍの一次式で表すことができる。これについて図１６を参照して説明する。排気圧Ｐｅが一定の大気圧Ｐａに維持されるのではなく、吸気管内圧力Ｐｍに応じて変動することを考慮すると、図１６（Ａ）に示されるように、吸気管内圧力ＰｍがＰｍ１のときの関数Φ（Ｐｍ／Ｐｅ）は大気圧Ｐａに収束する曲線Ｃａ上にあるのではなく、排気圧Ｐｅ１に収束する曲線Ｃ１上にあり、これがプロット（○）で表されている。同様に、Ｐｍ＝Ｐｍ２（＞Ｐｍ１）のときのΦ（Ｐｍ／Ｐｅ）は排気圧Ｐｅ２（＞Ｐｅ１）に収束する曲線Ｃ２上にあり、Ｐｍ＝Ｐｍ３（＞Ｐｍ２）のときのΦ（Ｐｍ／Ｐｅ）は排気圧Ｐｅ３（＞Ｐｅ２）に収束する曲線Ｃ３上にある。
【０１１１】
このようにして得られるプロットは図１６（Ｂ）に示されるように、直線Ｌ２で結ぶことができる。したがって、関数Φ（Ｐｍ／Ｐｅ）は吸気管内圧力Ｐｍが小さいときには直線Ｌ１に相当する吸気管内圧力Ｐｍの一次式により、吸気管内圧力Ｐｍが大きいときには直線Ｌ２に相当する吸気管内圧力Ｐｍの一次式により表すことができ、斯くして吸気管内圧力Ｐｍの二つの一次式で表すことができることになる。すなわち、ＥＧＲ弁通過ガス流量ｍｅｇｒを吸気管内圧力Ｐｍの二つの一次式で表すことができるのである。
【０１１２】
そうすると、定常運転時にはＥＧＲ弁通過ガス流量ｍｅｇｒが筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃｅｇｒに等しいことを考慮すれば、定常運転時の筒内吸入ＥＧＲガス流量ｍｃｅｇｒを吸気管内圧力Ｐｍの一次式で表すことができるということになる。
したがって、定常運転時の筒内吸入空気流量ｍｃａを吸気管内圧力Ｐｍの二つの一次式で表すことができるということになり、これが基本的な考え方となる。
【０１１３】
図１７には、機関回転数ＮＥ及びＥＧＲ弁開度ＳＴＰがそれぞれ一定であるときの、定常運転時の筒内吸入空気流量ｍｃａを表す吸気管内圧力Ｐｍの二つの一次式の一例が示されている。図１７に示されるように、筒内吸入空気流量ｍｃａは、勾配が互いに異なりかつ接続点ＣＰにおいて連続している、吸気管内圧力Ｐｍの二つの一次式により表される。すなわち、吸気管内圧力Ｐｍが小さいときには勾配ｅ１の一次式により、吸気管内圧力Ｐｍが高いときには勾配ｅ２の一次式により、筒内吸入空気流量ｍｃａが表される。
【０１１４】
ここで、一次式の勾配をｅとし、接続点ＣＰにおける吸気管内圧力及び筒内吸入空気流量をそれぞれｄ、ｒとすると、これら二つの一次式は以下の数２６により表すことができる。
【０１１５】
【数２６】

【０１１６】
そして、これらをひとまとめにして表すと上述の数１９及び数２０が得られる。
【０１１７】
【発明の効果】
各請求項に記載の発明によれば、ＥＧＲガスの導入がある場合においてもスロットル弁通過空気流量を正確に算出することができるという共通の効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態のスロットル弁通過空気流量算出装置を備えた内燃機関全体を示す説明図である。
【図２】ＥＧＲ機構を備えていない内燃機関に適用可能な吸入ガス量モデルを示す図である。
【図３】スロットル弁開度と流量係数との関係を示す図である。
【図４】関数Φ（Ｐｍ／Ｐａ）を示す図である。
【図５】スロットルモデルの基本概念を示す図である。
【図６】ＥＧＲ機構を備えていない内燃機関に適用可能な吸気管モデルの基本概念を示す図である。
【図７】吸気弁モデルの基本概念を示す図である。
【図８】筒内充填ガス量及び筒内吸入ガス流量の定義に関する図である。
【図９】スロットル弁開度と定常運転時における吸気管内圧力との関係をＥＧＲ弁開度をパラメータとして示した図である。
【図１０】ＥＧＲ弁開度と換算スロットル弁開度との関係を示す図である。
【図１１】スロットル弁開度とスロットル開口面積との関係を示す図である。
【図１２】図１１のスロットル弁開度の小さい範囲について拡大した図である。
【図１３】スロットル弁開度と図１０から得られる換算スロットル弁開度を補正する補正係数との関係を示す図である。
【図１４】ＥＧＲ弁通過ガス流量ｍｅｇｒを説明するための図である。
【図１５】排気圧Ｐｅ、排気温Ｔｅ、及びＰｅ／√Ｔｅを示す線図である。
【図１６】関数Φ（Ｐｍ／Ｐｅ）を示す線図である。
【図１７】筒内吸入空気流量と吸気管内圧力との関係の一例を示す線図である。
【符号の説明】
１…機関本体
５…燃焼室
６…吸気弁
７…吸気ポート
８…排気弁
１１…燃料噴射弁
１３…吸気管
１８…スロットル弁
２２…ＥＧＲ弁[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a throttle valve passing air flow rate calculation device for an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
To optimize the air-fuel ratio of the air-fuel mixture burned in the combustion chamber of the internal combustion engine, the amount of intake gas charged into the combustion chamber when the intake valve is closed (hereinafter referred to as “cylinder charged gas”) The amount must be accurately estimated. Normally, the in-cylinder charged gas amount is estimated from a number of sensors such as a flow rate sensor (air flow meter) and a number of maps using output values from these sensors as arguments. However, when estimating the in-cylinder filling gas amount using the map in this way, the number of necessary maps and the number of arguments thereof increase, thereby increasing the map search operation at the time of calculating the in-cylinder filling gas amount and increasing the control. There is a problem that the load increases.
[0003]
Further, in order to calculate the intake gas amount based on the map as described above, it is necessary to perform a so-called adaptation operation of creating each map based on actual measurement for each type of each internal combustion engine. Since the number of measurement points in the calibration work increases with the number of arguments in the map, increasing the number of arguments increases the man-hours required to perform the calibration, and increasing the number of arguments by one increases the man-hour. There is a problem that it increases ten times.
[0004]
Therefore, in recent years, it has been studied to calculate the in-cylinder charged gas amount by reducing the number of maps and arguments by using an intake gas amount model represented by an expression based on fluid dynamics or the like. In such an intake gas amount model, for example, a throttle model, an intake pipe model, an intake valve model, and the like are constructed, and by using each of these models, the in-cylinder charge amount is determined from the throttle valve opening, the atmospheric pressure, and the atmospheric temperature. The amount of gas is determined.
[0005]
More specifically, the throttle model is based on the law of conservation of energy, the law of conservation of momentum, the law of conservation of mass, and the equation of state. , "Throttle valve passing air flow rate"). Further, the intake pipe model is based on an energy conservation law, a mass conservation law, and a state equation, based on a throttle valve passing air flow rate calculated in a throttle model and an in-cylinder intake gas flow rate calculated in an intake valve model described later. The intake pipe pressure and the intake pipe temperature are calculated. Further, the intake valve model is based on an equation (empirical formula) derived from an empirical rule that the amount of gas charged in the cylinder is substantially proportional to the pressure in the intake pipe. The flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber (hereinafter, referred to as “in-cylinder intake gas flow rate”) and the in-cylinder filling gas amount are calculated from the temperature and the atmospheric temperature.
[0006]
Thus, by calculating the in-cylinder filling gas amount using the intake gas amount model, the number of maps to be stored in the ECU can be reduced, and the man-hours for performing the adaptation can be reduced. Further, since the calculation formula used for each model is relatively simple, the control load can be reduced as compared with the case where a map is used.
[0007]
By the way, as described above, in order to calculate the in-cylinder filling gas amount using such an intake gas amount model, it is necessary to obtain a throttle valve passing air flow rate. A method for determining an air flow rate based on an engine operating state such as a throttle valve opening is disclosed. That is, the throttle valve passing air flow rate mt is determined by the following equation (2).
[0008]
(Equation 2)

[0009]
Assuming that the opening portion of the throttle valve is a kind of orifice, the equation representing the amount of fluid passing through the orifice obtained based on the law of conservation of energy or the law of conservation of momentum is the equation representing the air flow rate passing through the throttle valve. In the case where the in-cylinder intake gas flow rate is obtained based on the above-described empirical formula indicating the relationship between the in-cylinder filling gas amount and the intake pipe pressure, during steady operation, the in-cylinder intake gas flow rate and the throttle valve passing air This is obtained from the fact that the flow rate becomes equal to the flow rate. In the equation, mt is the flow rate of air passing through the throttle valve, Tha is the upstream temperature of the throttle valve (atmospheric temperature), κ is the specific heat ratio of air (κ = Cp (isobaric specific heat) / Cv (isobaric specific heat)), and Pm is intake air The pipe pressure (pressure at a portion downstream of the throttle valve and upstream of the intake valve), Pa represents atmospheric pressure, and PmTA represents the pressure in the intake pipe at the time of steady operation.
[0010]
Here, PmTA can be determined based on the throttle valve opening θt, the engine speed NE, and the like. The relationship between PmTA, the throttle valve opening θt, the engine speed NE, and the like is obtained in advance by experiments and stored as a function map. Further, a and b are constants (adaptation parameters), and can be set based on the engine speed NE and the like. The relationship between these constants a or b and the engine speed NE is also determined in advance by experiments, and is stored as a function map. Further, T0 represents the reference temperature of the intake air when the constants a and b are set by such an experiment.
[0011]
As is apparent from Equation 2, the atmospheric temperature Tha, the atmospheric pressure Pa, and the intake pipe pressure Pm are obtained, and the intake pipe pressure PmTA during steady operation is determined based on a function map from the throttle valve opening θt, the engine speed NE, and the like. If the constants a and b are set based on the function map from the engine speed NE and the like, the air flow rate mt passing through the throttle valve can be obtained.
[0012]
By the way, conventionally, the exhaust gas is recirculated from the exhaust side of the internal combustion engine to the intake side for the purpose of lowering the combustion temperature and reducing NOx generation, and this recirculated gas (EGR gas) is mixed with fresh air in the cylinder. 2. Description of the Related Art An internal combustion engine with an exhaust gas recirculation mechanism (EGR mechanism) that sucks air into an internal combustion engine is known. In such an internal combustion engine, the EGR gas is usually introduced into the intake pipe portion downstream of the throttle valve and upstream of the intake valve. In this case, the EGR gas is introduced into the intake pipe. Will increase in temperature and pressure.
[0013]
On the other hand, since the above equation (2) does not correspond to such an internal combustion engine with an EGR mechanism, if the above equation (2) is applied to an internal combustion engine with an EGR mechanism, the required throttle valve passing air flow rate mt is In addition, an increase in the temperature and pressure in the intake pipe due to the introduction of the EGR gas involves a large error.
[0014]
[Patent Document 1]
JP 2001-41095 A
[Patent Document 2]
JP 2002-147279 A
[0015]
[Problems to be solved by the invention]
The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a throttle valve passing air flow rate calculation device capable of accurately calculating a throttle valve passing air flow rate even when EGR gas is introduced. It is to be.
[0016]
[Means for Solving the Problems]
The present invention provides, as means for solving the above-mentioned problems, a throttle valve passing air flow rate calculating device described in the claims.
A first invention provides an exhaust recirculation passage for causing at least a portion of exhaust gas discharged from a combustion chamber to an exhaust passage to flow into an intake passage, a control valve for adjusting a flow rate of the exhaust gas passing through the exhaust recirculation passage. An apparatus for calculating the flow rate of air passing through a throttle valve in an internal combustion engine comprising: a pressure Pm in the intake pipe, a pressure Pmegr a pressure in the intake pipe during steady operation, a pressure Pa upstream of the throttle valve (substantially equal to atmospheric pressure), When e, d, and r are adaptation parameters determined based on at least the engine speed, and Φ (Pmegr / Pa) and Φ (Pm / Pa) are coefficients determined according to the values of Pmegr / Pa and Pm / Pa, respectively. Provided is a throttle valve passing air flow rate calculating device that calculates a throttle valve passing air flow rate mt based on the following equation (3).
[0017]
(Equation 3)

[0018]
According to the first aspect, changes in the temperature and pressure in the intake pipe due to recirculation of exhaust gas can be considered, and the flow rate of air passing through the throttle valve can be accurately obtained even when EGR gas is introduced.
According to a second aspect, in the first aspect, the adaptation parameter e is determined based on the engine speed and the opening degree of the control valve, the adaptation parameter d is determined based on the engine speed, r is determined based on the engine speed and the opening of the control valve.
[0019]
In a third aspect based on the first or second aspect, the Pmegr is determined based on at least the engine speed, the opening of the throttle valve, and the opening of the control valve.
According to the second and third inventions, substantially the same operation and effect as those of the first invention can be obtained.
[0020]
According to a fourth aspect of the present invention, in the third aspect, there is provided means for converting an opening of the control valve into an opening of a throttle valve, wherein the Pmegr calculates an engine speed and an opening of the control valve. It is determined on the basis of the opening degree of the throttle valve including the opening.
When the intake pipe pressure Pmegr during the steady operation when the EGR gas is introduced is determined as compared with the case where the intake pipe pressure during the steady operation without the introduction of the EGR gas is determined, the control valve is used as an argument. Is required, the argument is increased by one. Such an increase in the number of arguments leads to an increase in the control load and the number of adaptation man-hours when creating the map. According to the fourth aspect, the opening degree of the control valve is converted into the opening degree of the throttle valve, which is included in the opening degree of the throttle valve. Therefore, the argument (the control valve of the control valve) required to determine the Pmegr is determined. Opening) can be reduced, so that the control load can be reduced and the number of man-hours required for creating a map can be reduced.
[0021]
In a fifth aspect based on the fourth aspect, in the means for converting the opening degree of the control valve into the opening degree of the throttle valve, the non-linear relationship between the opening degree of the throttle valve and the opening area of the throttle valve is taken into consideration. The opening of the control valve is converted to the opening of the throttle valve.
There is a non-linear relationship between the opening of the throttle valve and the opening area of the throttle valve.For example, when the opening is small, the increase in the opening area for the same increase in the opening is smaller than when the opening is medium or later. Few. According to the fifth aspect of the invention, since such a non-linear relationship is taken into consideration, the opening of the control valve can be more accurately converted to the opening of the throttle valve.
[0022]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. 1 shows an in-cylinder injection spark ignition type internal combustion engine. However, the present invention may be applied to another spark ignition type internal combustion engine or a compression ignition type internal combustion engine.
[0023]
As shown in FIG. 1, in a first embodiment of the present invention, an engine body 1 includes a cylinder block 2, a piston 3 reciprocating in the cylinder block 2, and a cylinder head 4 fixed on the cylinder block 2. Is provided. A combustion chamber 5 is formed between the piston 3 and the cylinder head 4. In the cylinder head 4, an intake valve 6, an intake port 7, an exhaust valve 8, and an exhaust port 9 are arranged for each cylinder. Further, as shown in FIG. 1, a spark plug 10 is arranged at the center of the inner wall surface of the cylinder head 4, and a fuel injection valve 11 is arranged around the inner wall surface of the cylinder head 4. A cavity 12 is formed on the top surface of the piston 3 from below the fuel injection valve 11 to below the spark plug 10.
[0024]
The intake port 7 of each cylinder is connected to a surge tank 14 via a downstream intake pipe 13, and the surge tank 14 is connected to an air cleaner 16 via an upstream intake pipe 15. A throttle valve 18 driven by a step motor 17 is arranged in the intake pipe 15. On the other hand, the exhaust port 9 of each cylinder is connected to an exhaust pipe 19, and the exhaust pipe 19 is connected to an exhaust purification device 20. The exhaust passage (exhaust port, exhaust pipe, etc.) and the intake passage (intake port, intake pipe) are connected to each other via an exhaust recirculation passage (hereinafter, referred to as “EGR passage”) 21. A control valve (hereinafter, referred to as an “EGR valve”) 22 for adjusting the flow rate of the exhaust gas passing through the exhaust gas recirculation passage is disposed therein.
[0025]
An electronic control unit (ECU) 31 is composed of a digital computer, and is connected to a RAM (random access memory) 33, a ROM (read only memory) 34, a CPU (microprocessor) 35, and an input via a bidirectional bus 32. A port 36 and an output port 37 are provided. The intake pipe 13 is provided with an intake pipe pressure sensor 40 for detecting the pressure of intake gas (fresh air and EGR gas) in the intake pipe. The intake pipe pressure sensor 40 outputs an output voltage proportional to the intake pipe pressure. And the output voltage is input to the input port 36 via the corresponding AD converter 38.
[0026]
Also, a throttle valve opening sensor 43 for detecting the opening of the throttle valve 18 and a pressure of the atmosphere around the internal combustion engine or a pressure of air (intake pressure) taken into the intake pipe 15. An atmospheric pressure sensor 44 and an atmospheric temperature sensor 45 for detecting the temperature of the atmosphere around the internal combustion engine or the temperature of the air drawn into the intake pipe 15 (intake temperature) are provided. Is input to the input port 36 via the AD converter 38. A load sensor 47 that generates an output voltage proportional to the amount of depression of the accelerator pedal 46 is connected to the accelerator pedal 46, and the output voltage of the load sensor 47 is input to the input port 36 via the corresponding AD converter 38. You. The crank angle sensor 48 generates an output pulse every time the crankshaft rotates 30 degrees, for example, and the output pulse is input to the input port 36. The CPU 35 calculates the engine speed from the output pulse of the crank angle sensor 48. On the other hand, the output port 37 is connected to the ignition plug 10, the fuel injection valve 11, the step motor 17, and the EGR valve 22 via the corresponding drive circuit 39.
Note that the opening degree of the EGR valve 22 is calculated by the CPU 35 based on the cumulative value (the number of steps) of the step signal transmitted to the EGR valve 22.
[0027]
By the way, as a control device of the internal combustion engine, in order to set the air-fuel ratio of the air-fuel mixture burned in the combustion chamber to the target air-fuel ratio, the amount of intake gas (in-cylinder) charged into the combustion chamber when the intake valve is closed. The amount of fuel injected by the fuel injection valve (hereinafter referred to as “fuel injection amount”) is estimated based on the estimated in-cylinder charged gas amount Mc so that the air-fuel ratio of the air-fuel mixture becomes the target air-fuel ratio. ) Are known. In such a case, in order to accurately set the air-fuel ratio of the air-fuel mixture burned in the combustion chamber of the internal combustion engine to the target air-fuel ratio, it is necessary to accurately estimate the cylinder charging gas amount Mc.
[0028]
Usually, such an in-cylinder charged gas amount Mc is estimated from a large number of sensors such as a flow rate sensor (air flow meter) and a large number of maps using output values from these sensors as arguments. When the in-cylinder filling gas amount Mc is estimated by using the above, in order to make the estimated in-cylinder filling gas amount Mc more accurate, the number of necessary maps and the number of arguments thereof increase. When the number of maps increases as described above, the ROM of the ECU for storing the maps must have a large storage capacity, and the manufacturing cost of the control device for the internal combustion engine increases. Furthermore, in order to create each map, it is necessary to perform adaptation for each type of vehicle on which the map is mounted. Therefore, when the number of maps and the number of arguments thereof increase, the effort required for adaptation increases.
[0029]
Therefore, a control device for an internal combustion engine that calculates the in-cylinder charged gas amount Mc by numerical calculation using various models without using maps has been studied. In such a control device, the number of maps required is reduced as much as possible by making extensive use of numerical calculations, thereby greatly reducing the number of man-hours required for performing the adaptation work, while reducing the amount of in-cylinder charged gas Mc. Can be calculated accurately. One of such control devices proposed by the present applicant is a control device equipped with the intake gas amount model M20 shown in FIG. 2 (Japanese Patent Application No. 2001-316350). The illustrated intake gas amount model M20 is the simplest model applied to an internal combustion engine that is not equipped with an EGR mechanism. However, internal combustion engine control using the model (more specifically, calculation of the cylinder filling gas amount Mc) Hereinafter, the intake gas amount model M20 will be described as an example.
[0030]
The intake gas amount model M20 includes a throttle model M21, an intake pipe model M22, and an intake valve model M23 as shown in FIG. In the throttle model M21, the throttle valve opening (throttle valve opening) θt detected by the throttle valve opening sensor and the atmospheric pressure around the internal combustion engine detected by the atmospheric pressure sensor (or drawn into the intake pipe). The pressure of the air upstream of the throttle valve) Pa, the ambient temperature Ta (or the temperature of the air taken into the intake pipe) around the internal combustion engine detected by the ambient temperature sensor, and calculated by an intake pipe model M22 described later. The pressure in the intake pipe (intake pipe pressure) Pm is input, and the values of these input parameters are substituted into a model formula of a throttle model M21 to be described later, whereby the air passing through the throttle valve per unit time is input. (Hereinafter, referred to as “throttle valve passing air flow rate mt”) is calculated. The throttle valve passing air flow rate mt calculated in the throttle model M21 is input to the intake pipe model M22.
[0031]
The intake pipe model M22 includes a throttle valve passing air flow rate mt calculated by the throttle model M21 and a flow rate of intake gas flowing into the combustion chamber per unit time (hereinafter, referred to as a “cylinder intake gas flow rate mc”). The definition of the in-cylinder intake gas flow rate mc will be described in detail in the intake valve model M23), and the values of these input parameters are used in the model equation of the intake pipe model M22 described later. By substituting, the pressure of the intake gas present in the intake pipe, that is, the intake pipe pressure Pm, and the temperature of the intake gas present in the intake pipe, that is, the intake pipe temperature Tm are calculated. The intake pipe pressure Pm and the intake pipe temperature Tm calculated in the intake pipe model M22 are both input to the intake valve model M23, and the intake pipe pressure Pm is also input to the throttle model M21.
[0032]
The air temperature Ta is input to the intake valve model M23 in addition to the intake pipe pressure Pm and the intake pipe temperature Tm calculated in the intake pipe model M22, and the values of these input parameters are set to the intake valve model M23 described later. By substituting into the model formula, the in-cylinder intake gas flow rate mc is calculated. The calculated in-cylinder intake gas flow rate mc is converted into an in-cylinder filling gas amount Mc, and the fuel injection amount from the fuel injection valve is determined based on the in-cylinder filling gas amount Mc. The in-cylinder intake gas flow rate mc calculated in the intake valve model M23 is input to the intake pipe model M22.
[0033]
As can be seen from FIG. 2, in the intake gas amount model M20, the values of the parameters calculated in one model are used as input values to another model. Are only three parameters of the throttle valve opening θt, the atmospheric pressure Pa, and the atmospheric temperature Ta, and the cylinder charging gas amount Mc is calculated from these three parameters.
[0034]
Next, each model M21 to M23 of the intake gas amount model M20 will be described.
In the throttle model M21, the throttle valve passing air flow rate mt is calculated from the atmospheric pressure Pa, the atmospheric temperature Ta, the intake pipe pressure Pm, and the throttle valve opening θt based on the following equation (4). Here, μ in Equation 4 is a flow coefficient at the throttle valve, which is a function of the throttle valve opening θt, and is determined from a map as shown in FIG. At represents the opening cross-sectional area of the throttle valve (hereinafter, referred to as "throttle opening area"), and is a function of the throttle valve opening degree θt. Note that the flow coefficient μ and the opening cross-sectional area At may be combined to obtain μ · At from the throttle valve opening θt in one map. Ra is a constant related to the gas constant, and is a value obtained by dividing the gas constant R by the mass Ma of air per mol (Ra = R / Ma).
[0035]
(Equation 4)

[0036]
Further, Φ (Pm / Pa) is a function shown in the following equation 5, and κ in the equation 5 is a specific heat ratio (κ = Cp (isobaric specific heat) / Cv (isobaric specific heat)) and is a constant value. ). Since this function Φ (Pm / Pa) can be represented by a graph as shown in FIG. 4, it is not necessary to store such a graph as a map in the ROM of the ECU, and to actually calculate using equation (5). Instead, the value of Φ (Pm / Pa) may be obtained from the map.
[0037]
(Equation 5)

[0038]
Equations 4 and 5 of the throttle model M21 indicate that the pressure of the gas upstream of the throttle valve 18 is the atmospheric pressure Pa, the temperature of the gas upstream of the throttle valve 18 is the atmospheric temperature Ta, and the pressure of the gas passing through the throttle valve 18 is the pressure inside the intake pipe. As the pressure Pm, a law of conservation of mass, a law of conservation of energy and a law of conservation of momentum are applied to the model of the throttle valve 18 as shown in FIG. It is obtained by using the relational expression.
[0039]
In the intake pipe model M22, the intake pipe pressure Pm and the intake pipe temperature Tm are calculated from the throttle valve passing air flow rate mt, the in-cylinder intake gas flow rate mc, and the atmospheric temperature Ta based on the following equations (6) and (7). Vm in

Equations

6 and 7 is a constant equal to the volume of a portion (hereinafter, referred to as an "intake pipe portion") 13 'from the throttle valve to the intake valve, such as an intake pipe.
[0040]
(Equation 6)

[0041]
(Equation 7)

[0042]
Here, the intake pipe model M22 will be described with reference to FIG. Assuming that the total gas amount (total intake gas amount) of the intake pipe portion 13 ′ is M, the temporal change of the total gas amount M is the flow rate of the gas flowing into the intake pipe portion 13 ′, that is, the air flow rate mt passing through the throttle valve. Is equal to the flow rate of the gas flowing out of the intake pipe portion 13 ', that is, the difference from the in-cylinder intake gas flow rate mc, the following equation (8) is obtained by the law of conservation of mass. This equation (8) and the equation of state of gas (PmVm = M · Ra · Tm), Equation 6 is obtained.
[0043]
(Equation 8)

[0044]
The temporal change in the energy M · Cv · Tm of the gas in the intake pipe portion 13 ′ is determined by the difference between the energy of the gas flowing into the intake pipe portion 13 ′ and the energy of the gas flowing out of the intake pipe portion 13 ′. equal. Therefore, assuming that the temperature of the gas flowing into the intake pipe portion 13 ′ is the atmospheric temperature Ta and the temperature of the gas flowing out of the intake pipe portion 13 ′ is the intake pipe temperature Tm, the following equation 9 is obtained according to the law of conservation of energy. From Equation 9 and the above equation of state of gas, Equation 7 is obtained.
[0045]
(Equation 9)

[0046]
In the intake valve model M23, the in-cylinder intake gas flow rate mc is calculated from the intake pipe pressure Pm, the intake pipe temperature Tm, and the atmospheric temperature Ta based on the following equation (10). Note that a and b in Equation 10 are the phase of the intake valve 6 in the case of an internal combustion engine having a variable valve mechanism capable of changing the phase angle (valve timing) and the operating angle of the intake valve from the engine speed NE. It is an adaptation parameter determined from the angle and the working angle.
[0047]
(Equation 10)

[0048]
The above-described intake valve model M23 will be described with reference to FIG. Generally, the in-cylinder charged gas amount Mc, which is the amount of intake gas charged into the combustion chamber 5 when the intake valve 6 is closed, is determined when the intake valve 6 is closed (when the intake valve is closed). It is proportional to the pressure in the combustion chamber 5 when the intake valve is closed. The pressure in the combustion chamber 5 when the intake valve is closed can be considered to be equal to the pressure of the gas upstream of the intake valve, that is, the pressure Pm in the intake pipe. Therefore, the cylinder filling gas amount Mc can be approximated to be proportional to the intake pipe pressure Pm.
[0049]
Here, the averaged amount of all intake gas flowing out of the intake pipe portion 13 'per unit time, or the amount of intake gas taken into all the combustion chambers 5 from the intake pipe portion 13' per unit time Is averaged over the intake stroke of one cylinder (as described later, the crank angle is 180 ° in the present embodiment), and is defined as an in-cylinder intake gas flow rate mc (described in detail below). Since the amount Mc is proportional to the intake pipe pressure Pm, it is considered that the cylinder intake gas flow rate mc is also proportional to the intake pipe pressure Pm. From this, Equation 10 above is obtained based on theory and rules of thumb. Note that the conformity parameter a in Equation 10 is a proportionality coefficient, and the conformity parameter b is a value (described below) related to the amount of burned gas remaining in the combustion chamber 5 when the exhaust valve is closed. In addition, in the actual operation, the temperature Tm in the intake pipe may greatly change during a transition, and therefore, Ta / Tm derived based on theory and empirical rules is multiplied as a correction for this.
[0050]
Here, the in-cylinder intake gas flow rate mc will be described with reference to FIG. 8 when the internal combustion engine is a four-cylinder engine. In FIG. 8, the horizontal axis represents the rotation angle of the crankshaft, and the vertical axis represents the amount of intake gas actually flowing into the combustion chamber 5 from the intake pipe portion 13 'per unit time. As shown in FIG. 8, in the four-cylinder internal combustion engine, the intake valve 6 opens, for example, in the order of the first cylinder, the third cylinder, the fourth cylinder, the second cylinder, and the intake valve 6 corresponding to each cylinder is opened. Intake gas flows into the combustion chamber 5 of each cylinder from the intake pipe portion 13 'according to the valve opening amount. The displacement of the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber 5 of each cylinder from the intake pipe portion 13 'is as shown by a broken line in FIG. The flow rate of the intake gas flowing into 5 is as shown by the solid line in FIG. In addition, for example, the in-cylinder charged gas amount Mc for the first cylinder corresponds to the hatched portion in FIG.
[0051]
On the other hand, the average of the amount of intake gas flowing into the combustion chambers 5 of all the cylinders from the intake pipe portion 13 'indicated by the solid line is the in-cylinder intake gas flow rate mc. It is shown. Then, in the case of a four-cylinder engine, the crankshaft is set at 180 ° (ie, the angle of 720 ° at which the crankshaft rotates during one cycle in a four-stroke internal combustion engine is determined by the cylinder intake cylinder flow rate mc indicated by the one-dot chain line). Angle divided by number) time to rotate ΔT₁₈₀ _°Is the cylinder charging gas amount Mc. Therefore, ΔT is added to the in-cylinder intake gas flow rate mc calculated by the intake valve model M23.₁₈₀ _°Can be calculated by multiplying by the following equation (Mc = mc · ΔT)₁₈₀ _°). More specifically, the cylinder filling gas amount Mc is proportional to the pressure when the intake valve is closed, so that the cylinder intake gas flow rate mc when the intake valve is closed is ΔT₁₈₀ _°Is multiplied by the cylinder filling gas amount Mc. Note that as is clear from the above description, the value b in Equation 10 is ΔT₁₈₀ _°Is multiplied by Ta / Tm, and the amount of burned gas remaining in the combustion chamber 5 when the exhaust valve 8 is closed is considered to be obtained.
[0052]
Next, a case will be described in which the intake gas amount model M20 is mounted on a control device of an internal combustion engine to actually calculate the cylinder charging gas amount Mc. The in-cylinder charged gas amount Mc is expressed by solving

Equations

4, 6, 7, and 10 using the intake gas amount model M20. In this case, these equations need to be discretized in order to be processed by the ECU. When the

equations

4, 6, 7, and 10 are discretized using the time t and the calculation interval Δt, the following

equations

11, 12, 13, and 14 are obtained, respectively. Note that the intake pipe temperature Tm (t + Δt) is calculated by Expression 15 from Pm / Tm (t + Δt) and Pm (t + Δt) calculated by

Expressions

12 and 13, respectively.
[0053]
(Equation 11)

[0054]
(Equation 12)

[0055]
(Equation 13)

[0056]
[Equation 14]

[0057]
[Equation 15]

[0058]
In the intake gas amount model M20 implemented as described above, the throttle valve passing air flow rate mt (t) at the time t calculated by the equation (11) of the throttle model M21 and the time calculated by the equation (14) of the intake valve model M23. The in-cylinder intake gas flow rate mc (t) at t is substituted into

Equations

12 and 13 of the intake pipe model M22, whereby the intake pipe pressure Pm (t + Δt) and the intake pipe temperature Tm (t + Δt) at time t + Δt are calculated. Is done. Next, the calculated Pm (t + Δt) and Tm (t + Δt) are substituted into Equations 11 and 14 of the throttle model M21 and the intake valve model M23, whereby the throttle valve passing air flow rate mt (t + Δt) and the cylinder at the time t + Δt are obtained. The internal suction gas flow rate mc (t + Δt) is calculated. By repeating such calculations, the in-cylinder intake gas flow rate mc at any time t is calculated from the throttle valve opening θt, the atmospheric pressure Pa, and the atmospheric temperature Ta, and the calculated in-cylinder intake gas flow rate The above time ΔT in mc₁₈₀ _°To calculate the in-cylinder charged gas amount Mc at an arbitrary time t.
[0059]
When the internal combustion engine is started, that is, at time t = 0, the intake pipe pressure Pm is equal to the atmospheric pressure (Pm (0) = Pa), and the intake pipe temperature Tm is equal to the atmospheric temperature (Tm (0)). = Ta), and the calculation in each of the models M21 to M23 is started.
[0060]
In addition, in the above-mentioned intake gas amount model M20, the atmospheric temperature Ta and the atmospheric pressure Pa are assumed to be constant, but may be values that change with time. For example, an atmospheric temperature sensor for detecting the atmospheric temperature may detect the atmospheric temperature at time t. The detected value is substituted for the atmospheric temperature Ta (t), and the value detected at the time t by the atmospheric pressure sensor for detecting the atmospheric pressure is substituted for the atmospheric pressure Pa (t) into the above formulas 11, 13 and 14. You may make it.
[0061]
Incidentally, the intake gas amount model M20 described above is the simplest model applied to an internal combustion engine that does not include an EGR mechanism as described above, and includes the EGR mechanism as illustrated in FIG. 1 as it is. When applied to a conventional internal combustion engine, sufficient accuracy cannot be obtained, resulting in control inconvenience. One of the causes is that the temperature Tm and the pressure Pm in the intake pipe rise due to the influence of the introduction of the EGR gas, and the flow rate mt of the air flowing through the throttle valve, which is the amount of fresh air flowing into the intake pipe portion 13 ', is reduced by the introduction of the EGR gas. This is considered to be because it is significantly different from the case where there is no.
[0062]
Therefore, the throttle valve passing air flow rate calculation device of the present invention calculates the throttle valve passing air flow rate by a method described below so that the throttle valve passing air flow rate can be accurately calculated even when the EGR gas is introduced. I do. This makes it possible to improve the control accuracy in the internal combustion engine control using the model. That is, in the throttle valve passing air flow rate calculating device of the present invention, the throttle valve passing air flow rate mt is calculated based on the following equation (16).
[0063]
(Equation 16)

[0064]
Here, Pmegr indicates the intake pipe pressure that converges when the engine speed NE, the throttle valve opening θt, and the EGR valve opening STP at that time are held, that is, the intake pipe pressure during steady operation. It is determined based on the engine speed NE, the throttle valve opening θt, and the EGR valve opening STP (Pmegr = f1 (NE, θt, STP)). e, d, and r indicate adaptation parameters, which will be described later. Further, Φ (Pm / Pa) is a function similar to the function shown in Expression 5, and Φ (Pmegr / Pa) is obtained by substituting Pmegr for Pm of the function shown in Expression 5.
[0065]
Next, the derivation process of Expression 16 will be described. In general, the throttle valve passing air flow rate mt can be obtained by the above equation 4, but when the throttle valve passing air flow rate mtTA during the steady operation is obtained based on the equation 4, the intake pipe pressure during the steady operation is Pmegr. The following equation 17 is obtained.
[0066]
[Equation 17]

[0067]
Further, when each side of Expression 4 is divided by each corresponding side of Expression 17, the following expression 18 is obtained.
[0068]
(Equation 18)

[0069]
On the other hand, the in-cylinder intake air flow rate mca during the steady operation when the EGR gas is introduced can be expressed by the following Expression 19 (the derivation process of Expression 19 will be described later).
[0070]
[Equation 19]

[0071]
Here, e represents an adaptation parameter (e = f2 (NE, STP)) determined based on the engine speed NE and the EGR valve opening STP, and d represents an adaptation parameter (d = f3 ( NE)), and r represents an adaptation parameter (r = f4 (NE, STP)) determined based on the engine speed and the EGR valve opening STP. More specifically, the adaptation parameter e takes a different value depending on the magnitude relationship between the intake pipe pressure Pm and the adaptation parameter d, as shown in the following Expression 20.
[0072]
(Equation 20)

[0073]
That is, it is determined that the adaptation parameter e takes one of the values e1 and e2 according to the engine speed NE and the EGR valve opening STP, and finally the above-mentioned value depends on the magnitude relationship between the intake pipe pressure Pm and the adaptation parameter d. Which value of e1 or e2 is determined.
[0074]
Here, considering that Equation 19 is shown in the case of the steady operation, in the steady operation, the in-cylinder intake air amount mca becomes equal to the throttle valve passage air flow rate mtTA, and the intake pipe pressure Pm becomes the steady operation. Since the pressure becomes the intake pipe pressure Pmegr, the following Expression 21 is obtained from Expression 19.
[0075]
(Equation 21)

[0076]
At this time, the adaptation parameter e is shown as in the following Expression 22 corresponding to the above Expression 20.
[0077]
(Equation 22)

[0078]
Then, by substituting Equation 21 into Equation 18, Equation 16 described above is obtained.
[0079]
In the throttle valve passing air flow rate calculating device of the present embodiment, the intake pipe pressure Pmegr during steady operation is a function of the engine speed NE, the throttle valve opening θt, and the EGR valve opening STP (Pmegr = f1 (NE, θt). , STP)) are obtained in advance through experiments or the like, and are stored in the ROM 34 in the form of a map. Similarly, the adaptation parameter e is obtained in advance by an experiment or the like as a function (e = f2 (NE, STP)) of the engine speed NE and the EGR valve opening STP, and also takes into account the magnitude relation between Pmegr and the adaptation parameter d. The value is stored in the ROM 34 in the form of a map so that one value is determined. The adaptation parameter d is obtained in advance by an experiment or the like as a function of the engine speed NE (d = f3 (NE)), and is stored in the ROM 34 in the form of a map. The adaptation parameter r is previously obtained by an experiment or the like as a function (r = f4 (NE, STP)) of the engine speed NE and the EGR valve opening STP, and is stored in the ROM 34 in the form of a map.
[0080]
In the throttle valve passage air flow rate calculation device of the present embodiment, Pmegr and the adaptation parameters e, d, and r are determined based on the engine speed NE, the throttle valve opening θt, the EGR valve opening STP, and the like from the above-described maps. Then, the intake pipe pressure Pm is determined based on the detection value of the intake pipe pressure sensor 40, and the throttle valve passing air flow rate mt is calculated based on Expression 16. The intake pipe pressure Pm may be estimated or calculated by other means. For example, the intake pipe pressure Pm may be calculated based on the throttle valve opening degree θt, or based on the detected value when an air flow meter is provided. Is also good.
[0081]
As is apparent from the above description, the throttle valve passing air flow rate mt calculated based on the equation 16 takes into account the influence of the introduction of the EGR gas, for example, the rise in the intake pipe temperature Tm and the pressure Pm accompanying the introduction of the EGR gas. It will be. Further, since the equation (16) is for calculating the throttle valve passing air flow rate mt in the transient state, the throttle valve passing air flow rate calculating apparatus according to the present embodiment for obtaining the throttle valve passing air flow rate mt based on the equation (16) has the EGR The air flow rate passing through the throttle valve in the transient state when gas is introduced can be accurately calculated.
[0082]
The accuracy of the value obtained from the function Φ in Equation 16 is reduced due to the complicated shape of the throttle valve 18 and the influence of pulsation, and the accuracy of the throttle valve passing air flow rate mt obtained from Equation 16 is reduced. Although it is conceivable that the flow rate may decrease, even in such a case, the flow rate of air passing through the throttle valve during steady operation can be accurately calculated. This is because Pm = Pmegr at the time of steady operation, Equation 16 becomes Equation 23 below, and the function Φ disappears from the equation.
[0083]
(Equation 23)

[0084]
Next, a throttle valve passing air flow rate calculation device according to another embodiment of the present invention will be described. Since the throttle valve passing air flow rate calculating device differs from the throttle valve passing air flow rate calculating device of the above-described embodiment only in the method of obtaining the intake pipe pressure Pmegr during the steady operation used in Equation 16, Hereinafter, this point will be mainly described.
[0085]
In the throttle valve passing air flow rate calculation device of the above-described embodiment, Pmegr used in Expression 16 is obtained from a map created in advance and stored in the ROM 34. In this map, Pmegr is determined based on the engine speed NE, the throttle valve opening θt, and the EGR valve opening STP.
On the other hand, the throttle valve passing air flow rate calculation device of the present embodiment is similar in that Pmegr is obtained based on the map, but the number of map arguments for determining Pmegr is reduced from three to two. ing.
[0086]
For such a map, the adaptation man-hour and control load at the time of creating the map greatly differ depending on the number of arguments. For example, if only one argument is added, the adaptation man-hour increases by tens of times. In some cases. Therefore, it is generally preferable that the number of map arguments be small. However, if the number of arguments is reduced, the accuracy of the parameter values obtained from the map may be reduced. Therefore, it is necessary to consider this point when reducing the number of arguments.
[0087]
By the way, in the throttle valve passing air flow rate calculation device of the above-described embodiment, Pmegr is determined based on the engine speed NE, the throttle valve opening θt, and the EGR valve opening STP, but this is determined by Pmegr. Are mainly flowing into the intake pipe portion 13 ′ through the throttle valve 18, the amount of EGR gas flowing into the intake portion 13 ′ through the EGR valve 22, and the intake pipe portion 13 through the intake valve 6. This is because it is determined by the balance with the amount of gas (mixed gas of air and EGR gas) flowing out from ′ into the combustion chamber 5. Schematically, the engine speed NE corresponds to the outflow gas amount via the intake valve 6, the throttle valve opening θt corresponds to the inflow air amount via the throttle valve 18, and the EGR valve opening STP corresponds to the EGR valve. It is believed that this corresponds to the amount of EGR gas flowing in through 22.
[0088]
Generally, the amount of gas passing through the valve is determined by the opening degree of the valve (more specifically, the opening area) and the pressures on the upstream and downstream sides of the valve. Considering the inflow air amount and the inflow EGR gas amount into the intake pipe portion 13 'described above, the inflow air amount depends on the throttle valve opening θt, the atmospheric pressure Pa, and the intake pipe pressure Pm. It is determined by the EGR valve opening STP, the exhaust pressure Pe, and the intake pipe pressure Pm.
[0089]
Here, the introduction of the EGR gas is usually performed in a low-load operation state. In such a case, the exhaust pressure Pe is almost equal to the atmospheric pressure Pa. Therefore, it is considered that the upstream and downstream pressures of the throttle valve 18 and the EGR valve 22 are the same, and the opening area of each valve is increased or decreased by increasing or decreasing the amount of gas (air or EGR gas) flowing into the intake pipe portion 13 '. It is considered that the same effect is obtained. Therefore, the two valves are regarded as one valve by converting the EGR valve opening STP into the corresponding throttle valve opening and adding the opening to the original throttle valve opening θt, thereby simplifying the model. It is thought that it is possible.
[0090]
The throttle valve passing air flow rate calculation device of the present embodiment, based on such a concept, has only two arguments of the map for obtaining Pmegr: the engine speed NE and the throttle valve opening θt including the EGR valve opening. Therefore, it is considered that the value of the obtained parameter, that is, the accuracy of Pmegr hardly decreases due to the reduction of the argument.
[0091]
In addition, in the throttle valve passing air flow rate calculation device of the present embodiment, Pmegr is obtained in advance by an experiment or the like as a function (Pmegr = f5 (NE, θt)) of the engine speed NE and the throttle valve opening θt. This map is stored in the ROM 34 in the form of a map, which is similar to a map for obtaining the intake pipe pressure PmTA during a steady operation from the engine speed NE and the throttle valve opening θt in the case of an internal combustion engine having no EGR mechanism. It becomes.
[0092]
Hereinafter, a specific method for converting the EGR valve opening STP into the throttle valve opening will be described.
In the first method, first, as shown in FIG. 9, the relationship between the throttle valve opening θt and Pmegr when the EGR valve opening STP has various openings with respect to a certain engine speed NE is measured. You. In the example of FIG. 9, the relationship between the throttle valve opening θt and Pmegr with respect to the seven types of EGR valve opening STP represented by the number of steps including the case of fully closed (0) is shown. Then, Pmegr (hereinafter, referred to as Pmegrb) for each EGR valve opening STP at a predetermined reference throttle valve opening (preferably, a throttle valve opening corresponding to idling) θtr is obtained. When the EGR valve opening STP is fully closed, the corresponding throttle valve opening θtb corresponding to each Pmegrb is obtained.
[0093]
Then, for each EGR valve opening STP, a difference between the equivalent throttle valve opening θtb and the reference throttle valve opening θtr is obtained, and the EGR valve opening STP as shown in FIG. That is, a map for conversion to the converted throttle valve opening θtc1) is created. In the map of FIG. 10, the horizontal axis indicates the EGR valve opening STP, and the vertical axis indicates the converted throttle valve opening θtc1 corresponding to the EGR valve opening STP. For example, in the example of FIG. 10, when the EGR valve opening STP is 10 steps, it corresponds to 2.5 ° of the throttle valve opening, and the converted throttle valve opening θtc1 is 2.5 °. By adding 2.5 ° to the throttle valve opening, the throttle valve opening including 10 steps of the EGR valve opening can be obtained.
[0094]
In this way, if a conversion map as shown in FIG. 10 is created in advance for each engine speed NE, the throttle valve opening θt, the EGR valve opening STP, and the engine speed NE are given. In this case, the EGR valve opening STP is converted into a throttle valve opening, and the throttle valve opening including the EGR valve opening is obtained based on the converted EGR valve opening STP. Then, based on the throttle valve opening and the engine speed NE, a map showing Pmegr as a function of the engine speed NE and the throttle valve opening θt as described above, that is, in the case of an internal combustion engine having no EGR mechanism, Pmegr can be obtained from the map for obtaining the intake pipe pressure PmTA during the steady operation.
Then, the throttle valve passing air flow rate mt is obtained from Expression 16 using the Pmegr thus obtained in the same manner as in the throttle valve passing air flow rate calculation apparatus of the first embodiment.
[0095]
Next, a second method for converting the EGR valve opening STP into a throttle valve opening will be described. This method is basically the same as the above-described first method, except that a non-linear relationship between the throttle valve opening θt and the throttle valve opening area At is considered. The accuracy of converting the EGR valve opening STP into the throttle valve opening is improved.
[0096]
That is, normally, in a throttle valve, there is a non-linear relationship between the throttle valve opening θt and the throttle valve opening area At. For example, as shown in FIG. The increase in the opening area At with respect to the same increase in the opening degree is smaller than that in the above. In such a case, if the EGR valve opening is similarly converted into a throttle valve opening irrespective of the throttle valve opening at that time, an increase in the opening area At at the intended throttle valve is found at the converted throttle valve opening. May not be obtained.
[0097]
More specifically, for example, when the above-described map of FIG. 10 is used, when the throttle valve opening at that time is smaller than the reference throttle valve opening θtr used as a reference in creating this map, the map of FIG. 10 is used. The throttle opening obtained by adding the obtained throttle opening θtc1 to the throttle opening at that time is not enough for the intended opening area. Conversely, the throttle opening at that time is larger than the reference throttle opening θtr. Is larger than the intended opening area if the converted throttle valve opening θtc1 obtained from the map of FIG. 10 is set to the throttle valve opening obtained by adding the throttle valve opening at that time.
[0098]
In this method, the nonlinear relationship between the throttle valve opening θt and the throttle valve opening area At is corrected by correcting the converted throttle valve opening θtc1 obtained from the map of FIG. 10 by the method described below. Considering this, the EGR valve opening STP is accurately converted to the throttle valve opening.
That is, FIG. 12 is an enlarged view of the small range of the throttle valve opening θt in FIG. 11, but first, the slope Sb at the reference throttle valve opening θtr used as a reference in the creation of the map in FIG. 10 is obtained. Then, this slope Sb is divided by the slope S of the curve showing the throttle opening area At with respect to the throttle valve opening θt in FIG. 11 to obtain Sb / S for each throttle valve opening θt, thereby obtaining a map. The map thus obtained is shown by the solid line in FIG. 13, and this value becomes the correction coefficient Cc for each throttle valve opening θt in principle.
[0099]
Here, as shown in FIG. 11, in the portion where the throttle valve opening θt is extremely large, there is a portion where the throttle opening area At does not increase any more even if the throttle valve opening θt increases, and Sb in this portion When / S is calculated, S becomes infinite because S becomes zero. On the other hand, in such a portion where the throttle valve opening θt is extremely large, Pmegr hardly changes even if the throttle valve opening θt changes, and Pmegr hardly changes even if the EGR valve opening STP changes. Therefore, it is substantially unnecessary to convert the EGR valve opening into the throttle valve opening and add it. For this reason, in the present embodiment, the correction coefficient Cc in the large portion of the throttle valve opening θt is set to a value different from simple Sb / S as shown by the dotted line in FIG. Avoidance and continuity of control are maintained so as to match actual phenomena. That is, in FIG. 13, the correction coefficient Cc is a value indicated by a solid line except for a portion where the throttle valve opening θt is large, and a value indicated by a dotted line when the throttle valve opening θt is large.
[0100]
By multiplying the conversion coefficient Cc obtained from the map of FIG. 13 by the converted throttle valve opening θtc1 obtained from FIG. 10, a non-linear relationship between the throttle valve opening θt and the throttle valve opening area At is considered. The converted throttle valve opening θtc2 is obtained.
Then, similarly to the above-described embodiment, the throttle valve opening including the EGR valve opening is obtained based on the converted throttle valve opening θtc2, and based on the throttle valve opening and the engine speed NE. Thus, Pmegr can be obtained from a map showing Pmegr as a function of the engine speed NE and the throttle valve opening θt as described above. Then, the throttle valve passing air flow rate mt is obtained from Expression 16 using the Pmegr thus obtained in the same manner as in the throttle valve passing air flow rate calculation apparatus of the first embodiment. In particular, in the present embodiment, since the converted throttle valve opening θtc2 is obtained with high accuracy, the accuracy of the finally calculated throttle valve passing air flow rate mt is also improved.
[0101]
Lastly, the derivation process of the above equation (19) will be described.
When the EGR valve 22 is opened and EGR gas is being supplied, a mixed gas of fresh air and EGR gas is sucked into each cylinder. Therefore, when the amount of EGR gas charged into the cylinder of each cylinder when the intake valve 7 is opened and then closed is referred to as the in-cylinder charged EGR gas amount Mcegr, the in-cylinder charged gas amount Mc is It is represented by the sum of the charged fresh air amount Mca and the in-cylinder charged EGR gas amount Mcegr (Mc = Mca + Msegr). Similarly, the in-cylinder intake gas flow rate mc is represented by the sum of the in-cylinder intake air flow rate mca, which is a fresh air, and the in-cylinder intake EGR gas flow rate mcegr, which is an EGR gas component (mc = mca + mcegr). .
[0102]
By the way, as described above, the in-cylinder charged gas amount Mc is proportional to the intake pipe pressure Pm when the intake valve 7 is closed, and therefore can be expressed by its linear expression. Similarly, the in-cylinder intake gas flow rate mc is also proportional to the intake pipe pressure Pm, and can therefore be expressed by its linear expression. When the EGR gas is not supplied, only fresh air is charged into the cylinder, so that the in-cylinder charged fresh air amount Mca and the in-cylinder intake air flow rate mca can be expressed by a linear expression of the intake pipe pressure Pm.
[0103]
However, the situation is completely different when the EGR gas is supplied, and the cylinder is filled not only with fresh air but also with EGR gas. For this reason, conventionally, it was thought that it was impossible to express the in-cylinder charged fresh air amount Mca or the in-cylinder intake air flow rate mca by a linear expression of the intake pipe pressure Pm.
Here, if the in-cylinder intake EGR gas flow rate mcegr can be represented by a linear expression of the intake pipe pressure Pm, the in-cylinder intake gas flow rate mc can be represented by a linear expression of the intake pipe pressure Pm. Considering that the flow rate mc is the sum of the in-cylinder intake air flow rate mca and the in-cylinder intake EGR gas flow rate mcegr, the in-cylinder intake air flow rate mca can be expressed by a linear expression of the intake pipe pressure Pm.
[0104]
However, conventionally, it has been considered that the in-cylinder intake EGR gas flow rate mcegr cannot be expressed by a linear expression of the intake pipe pressure Pm. This will be described with reference to FIG.
First, as shown in FIG. 14A, the EGR gas pressure upstream of the EGR valve 22 is the exhaust pressure Pe in the exhaust pipe 19, and the EGR gas temperature upstream of the EGR control valve is the exhaust temperature Te in the exhaust pipe 19. When the pressure of the EGR gas passing through the EGR valve 22 is considered to be the intake pipe pressure Pm, the EGR valve passing gas flow rate megr, which is the flow rate of the EGR gas passing through the EGR valve 22, is expressed by the above equation (4). Can be represented by the following Expression 24 in the same manner as
[0105]
[Equation 24]

[0106]
Here, μ represents a flow coefficient in the EGR valve 22, Ae represents an opening cross-sectional area in the EGR valve 22, Re represents a constant relating to the gas constant R, and Φ (Pm / Pe) represents a function of Pm / Pe. I have. The flow coefficient μ and the opening cross-sectional area Ae are values determined by the opening degree STP of the EGR valve 22, and the constant Re is a value obtained by dividing the gas constant R by the mass Me of the exhaust gas or EGR gas per 1 mol (Re = R / Me).
Further, the function Φ (Pm / Pe) is expressed by the following equation 25 using the specific heat ratio κ similarly to the above equation 5.
[0107]
(Equation 25)

[0108]
Here, assuming that the exhaust pressure Pe is the atmospheric pressure Pa in order to simplify the calculation, the EGR valve passing gas flow rate megr represented by Expression 24 is as shown in FIG. That is, the EGR valve passage gas flow rate megr is maintained substantially constant when the intake pipe pressure Pm is small, and becomes non-linear with respect to the intake pipe pressure Pm as indicated by NR in FIG. As shown, the pressure decreases toward the atmospheric pressure Pa. Note that the non-linearity portion NR is due to the Pe / 部分 Te portion and the function Φ (Pm / Pe) in Expression 24.
[0109]
Therefore, it was considered that the EGR valve passage gas flow rate megr, especially the non-linearity portion NR, could not be represented by a linear expression of the intake pipe pressure Pm.
However, according to the inventors of the present application, the EGR valve passing gas flow rate megr can be expressed by two linear expressions of the intake pipe pressure Pm, and therefore, the in-cylinder intake air amount mca is expressed by two linear expressions of the intake pipe pressure Pm. It turned out that it could be represented.
[0110]
That is, first, as shown in FIG. 15, the exhaust gas temperature Te greatly increases with the increase of the intake pipe pressure Pm than the exhaust pressure Pe increases. As a result, Pe / √Te is reduced by the intake pipe pressure Pm. It can be expressed by a linear expression.
Also, the function Φ (Pm / Pe) can be expressed by a linear expression of the intake pipe pressure Pm. This will be described with reference to FIG. Considering that the exhaust pressure Pe is not maintained at a constant atmospheric pressure Pa but fluctuates according to the intake pipe pressure Pm, as shown in FIG. 16A, when the intake pipe pressure Pm is Pm1. Is not on the curve Ca converging on the atmospheric pressure Pa, but on the curve C1 converging on the exhaust pressure Pe1, which is represented by a plot (プロット). Similarly, Φ (Pm / Pe) when Pm = Pm2 (> Pm1) is on the curve C2 converging to the exhaust pressure Pe2 (> Pe1), and Φ (Pm / Pm / Pm3) when Pm = Pm3 (> Pm2). Pe) is on the curve C3 that converges on the exhaust pressure Pe3 (> Pe2).
[0111]
The plots obtained in this way can be connected by a straight line L2 as shown in FIG. Therefore, the function Φ (Pm / Pe) is based on the linear expression of the intake pipe pressure Pm corresponding to the straight line L1 when the intake pipe pressure Pm is small, and the primary expression of the intake pipe pressure Pm corresponding to the straight line L2 when the intake pipe pressure Pm is large. , And thus can be represented by two linear expressions of the intake pipe pressure Pm. That is, the EGR valve passing gas flow rate megr can be represented by two linear expressions of the intake pipe pressure Pm.
[0112]
Then, considering that the EGR valve passage gas flow rate megr is equal to the in-cylinder intake EGR gas flow rate mcegr during the steady operation, the in-cylinder intake EGR gas flow rate mcegr during the steady operation can be expressed by a linear expression of the intake pipe pressure Pm. You can do it.
Accordingly, the in-cylinder intake air flow rate mca during steady operation can be expressed by two linear expressions of the intake pipe pressure Pm, which is a basic idea.
[0113]
FIG. 17 shows an example of two linear expressions of the intake pipe pressure Pm representing the in-cylinder intake air flow rate mca during steady operation when the engine speed NE and the EGR valve opening STP are constant, respectively. I have. As shown in FIG. 17, the in-cylinder intake air flow rate mca is represented by two linear expressions of the intake pipe pressure Pm having different gradients and being continuous at the connection point CP. That is, when the intake pipe pressure Pm is small, the in-cylinder intake air flow rate mca is represented by the linear expression of the gradient e1 when the intake pipe pressure Pm is high, and by the linear expression of the gradient e2 when the intake pipe pressure Pm is high.
[0114]
Here, assuming that the gradient of the linear equation is e and the pressure in the intake pipe at the connection point CP and the flow rate of the in-cylinder intake air are d and r, respectively, these two linear equations can be expressed by the following Equation 26.
[0115]
(Equation 26)

[0116]
Then, when these are collectively expressed, the

above Expressions

19 and 20 are obtained.
[0117]
【The invention's effect】
According to the invention described in each claim, there is a common effect that the throttle valve passing air flow rate can be accurately calculated even when the EGR gas is introduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an explanatory diagram showing an entire internal combustion engine including a throttle valve passing air flow rate calculating device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing an intake gas amount model applicable to an internal combustion engine not having an EGR mechanism.
FIG. 3 is a diagram showing a relationship between a throttle valve opening and a flow coefficient.
FIG. 4 is a diagram showing a function Φ (Pm / Pa).
FIG. 5 is a diagram showing a basic concept of a throttle model.
FIG. 6 is a diagram showing a basic concept of an intake pipe model applicable to an internal combustion engine without an EGR mechanism.
FIG. 7 is a diagram showing a basic concept of an intake valve model.
FIG. 8 is a diagram relating to definitions of a cylinder filling gas amount and a cylinder suction gas flow rate.
FIG. 9 is a diagram showing a relationship between a throttle valve opening and an intake pipe pressure during a steady operation, using the EGR valve opening as a parameter.
FIG. 10 is a diagram showing a relationship between an EGR valve opening and a converted throttle valve opening.
FIG. 11 is a diagram showing a relationship between a throttle valve opening and a throttle opening area.
FIG. 12 is an enlarged view of a range in which the throttle valve opening is small in FIG. 11;
13 is a diagram showing a relationship between a throttle valve opening and a correction coefficient for correcting the converted throttle valve opening obtained from FIG.
FIG. 14 is a diagram for explaining an EGR valve passage gas flow rate megr.
FIG. 15 is a graph showing exhaust pressure Pe, exhaust temperature Te, and Pe / ＰTe.
FIG. 16 is a diagram showing a function Φ (Pm / Pe).
FIG. 17 is a diagram showing an example of a relationship between a cylinder intake air flow rate and an intake pipe pressure.
[Explanation of symbols]
1. Engine body
5. Combustion chamber
6 ... intake valve
7 ... intake port
8. Exhaust valve
11 ... Fuel injection valve
13. Intake pipe
18 ... Throttle valve
22 ... EGR valve

Claims

An internal combustion engine comprising: an exhaust recirculation passage that causes at least a part of exhaust gas discharged from a combustion chamber to an exhaust passage to flow into an intake passage; and a control valve that adjusts a flow rate of the exhaust gas passing through the exhaust recirculation passage. A device for calculating a throttle valve passing air flow rate,
Pm is the pressure in the intake pipe, Pmegr is the pressure in the intake pipe at the time of steady operation, Pa is the pressure or the atmospheric pressure upstream of the throttle valve, e, d, and r are compatible parameters determined at least based on the engine speed, Φ (Pmegr / Pa ) And Φ (Pm / Pa) are coefficients determined according to the values of Pmegr / Pa and Pm / Pa, respectively. A throttle valve passing air flow rate calculating device that calculates a throttle valve passing air flow rate mt based on the following equation (1).

The adaptation parameter e is determined based on the engine speed and the opening of the control valve, the adaptation parameter d is determined based on the engine speed, and the adaptation parameter r is determined based on the engine speed and the opening of the control valve. The throttle valve passing air flow rate calculation device according to claim 1, which is determined based on the degree.

3. The throttle valve passing air flow rate calculation device according to claim 1, wherein the Pmegr is determined based on at least an engine speed, an opening degree of a throttle valve, and an opening degree of the control valve.

Means for converting the opening of the control valve into the opening of the throttle valve, wherein the Pmegr is based on the engine speed and the opening of the throttle valve including the opening of the control valve. The throttle valve passing air flow rate calculation device according to claim 3, which is determined.

In the means for converting the opening degree of the control valve into the opening degree of the throttle valve, the opening degree of the control valve is determined by considering the non-linear relationship between the opening degree of the throttle valve and the opening area of the throttle valve. The throttle valve passage air flow rate calculation device according to claim 4, wherein the air flow rate calculation device is converted into