JP2004278325A - Transfer heat flow rate estimating device for estimating flow rate of heat transferred from cylinder to air sucked in cylinder of internal combustion engine, and intake air volume estimating device of internal combustion engine - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To accurately estimate a heat flow rate transmitted to air in a cylinder from the cylinder by accurately estimating an air flow speed in the cylinder. <P>SOLUTION: An electric control device 80 estimates a speed (an intake valve passing flow speed) uc at the periphery of an intake valve of the air sucked in the cylinder 21 by passing through the intake valve 32, and estimates a cylinder air flow speed (u) being an average speed of the air in the cylinder on the basis of an equation of motion Mct×(du/dt)=mc×uc-fp always satisfied with respect to the air in the cylinder. Here, Mct is the mass of the air in the cylinder, (u) is the cylinder air flow speed, mc is a flow rate of the air sucked in the cylinder by passing through the periphery of the intake valve, uc is the intake valve passing flow speed, and fp is a force for damping a flow speed of the air by the viscosity of the air in the cylinder. The electric control device estimates a transmission rate and a heat flow rate of heat transmitted to the air in the cylinder from the cylinder on the basis of the cylinder air flow speed (u). <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００８】
【非特許文献１】
Ｇ． Ｗｏｓｃｈｎｉ， Ａ Ｕｎｉｖｅｒｓａｌｌｙ Ａｐｐｌｉｃａｂｌｅ Ｅｑｕａｔｉｏｎ ｆｏｒ ｔｈｅ Ｉｎｓｔａｎｔａｎｅｏｕｓ Ｈｅａｔ Ｔｒａｎｓｆｅｒ Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｉｎ ｔｈｅ Ｉｎｔｅｒｎａｌ Ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ， ＳＡＥペーパー６７０９３１， 第３０６５頁−第３０８３頁
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
上記（２）式は、熱伝達率ｈｗがシリンダ内の空気の流速（空気の代表速度）に依存するとの考えに基いている。また、上記（２）式は、シリンダ内の空気の流れはピストンの動きにしたがって変化するから、シリンダ内の空気の流速はピストンの平均速度Ｃｗにより表されるとの考えに基いている。即ち、（２）式においては、シリンダ内の空気の流速が定数Ｃ１とピストン平均速度Ｃｗの積（Ｃ１・Ｃｗ）で表されている。定数Ｃ１は実験的に決定される値である。
【００１０】
しかしながら、吸気弁のリフト量が極めて小さい場合、シリンダ内へ流れ込む空気の通路が吸気弁により極端に絞られることになる。換言すると、吸気弁の開弁により形成される同吸気弁の周囲の空気通路断面積が極めて小さくなる。かかる状況では、吸気弁の周囲を通過する空気の速度（以下、「吸気弁通過流速」という。）は音速に達するので、シリンダ内の空気の流速は吸気弁通過流速に依存し、ピストンの速度とは無関係となる。従って、上記従来の技術による（２）式に基づいて求めた熱伝達率ｈｗは不正確な値となるから、伝達熱流量Ｑが精度良く推定されず、その結果、筒内吸入空気量Ｍｃが精度良く推定され得ないという問題がある。かかる問題は、吸気弁のリフト量を制御可能な可変バルブリフトエンジンにおいて、吸気弁のリフト量が開弁期間のほぼ全域に渡って極めて小さくなる場合、特に顕著となる。
【００１１】
【発明の概要】
本発明による伝達熱流量推定装置は、上記課題に対処するためになされたものであって、シリンダ内の空気について成立する運動方程式を用いて筒内空気流速を精度良く求め、この筒内空気流速に基いてシリンダからシリンダ内の空気へ伝達される熱の伝達率を推定することにより、シリンダからシリンダ内の空気へ伝達される熱流量を精度良く推定する。
【００１２】
より具体的に述べると、本発明の伝達熱流量推定装置は、内燃機関のシリンダ内に吸入された空気へ同シリンダから伝達される熱の流量を推定する伝達熱流量推定装置であって、前記内燃機関の吸気弁の周囲を通過して前記シリンダ内に吸入される空気の同吸気弁の周囲を通過する際の速度である吸気弁通過流速を推定する吸気弁通過流速推定手段と、前記推定された吸気弁通過流速を考慮した前記シリンダ内の空気について成立する運動方程式に基いて同シリンダ内の空気の平均速度である筒内空気流速を推定する筒内空気流速推定手段と、前記推定された筒内空気流速に基いて前記シリンダから同シリンダ内の空気へ伝達される熱の伝達率を推定する熱伝達率推定手段と、前記推定された熱の伝達率に基いて前記シリンダから同シリンダ内の空気へ伝達される単位時間あたりの熱量である熱流量を推定する伝達熱流量推定手段と、を備えている。
【００１３】
これによれば、先ず、内燃機関の吸気弁の周囲を通過してシリンダ内に吸入される空気の同吸気弁の周囲を通過する際の速度である吸気弁通過流速が推定され、推定された吸気弁通過流速を考慮したシリンダ内の空気について成立する運動方程式に基いて同シリンダ内の空気の平均速度である筒内空気流速が推定される。そして、推定された筒内空気流速に基いて同シリンダから同シリンダ内の空気へ伝達される熱の伝達率が推定され、推定された熱の伝達率に基いてシリンダから同シリンダ内の空気へ伝達される熱流量が推定される。
【００１４】
このように、本発明の装置は、シリンダ内の空気について成立する運動方程式に基いて同シリンダ内の空気の平均速度である筒内空気流速を推定する。この運動方程式は、吸気弁通過流速を考慮したシリンダ内の空気についての運動方程式であるから、吸気弁通過流速が音速であるか否かに関わらず成立する。従って、吸気弁のリフト量が極めて小さく、吸気弁通過流速が音速に達する場合においても、筒内空気流速が精度よく求められるので、熱の伝達率（従って、熱流量）が精度良く推定され得る。
【００１５】
この場合、前記運動方程式は、前記シリンダ内の空気の質量をＭｃｔ、前記筒内空気流速をｕ、前記吸気弁の周囲を通過して前記シリンダ内に吸入される空気の流量をｍｃ、前記吸気弁通過流速をｕｃ及び前記シリンダ内における空気の粘性による同空気の流速を減衰させる力をｆｐとするとき、Ｍｃｔ・（ｄｕ／ｄｔ）＝ｍｃ・ｕｃ−ｆｐである。
【００１６】
かかる運動方程式によれば、シリンダ内における空気の粘性による同空気の流速を減衰させる力ｆｐも考慮されるので、筒内空気流速ｕが一層精度良く求められ得る。
【００１７】
また、本発明によれば、内燃機関の吸気弁の周囲を通過してシリンダに吸入される空気の量を推定する内燃機関の吸入空気量推定装置であって、前記内燃機関の吸気弁の周囲を通過して前記シリンダ内に吸入される空気の同吸気弁の周囲を通過する際の速度である吸気弁通過流速を推定する吸気弁通過流速推定手段と、前記推定された吸気弁通過流速を考慮した前記シリンダ内の空気について成立する運動方程式に基いて同シリンダ内の空気の平均速度である筒内空気流速を推定する筒内空気流速推定手段と、前記推定された筒内空気流速に基いて同シリンダから同シリンダ内の空気へ伝達される熱の伝達率を推定する熱伝達率推定手段と、前記推定された熱の伝達率に基いて前記シリンダから同シリンダ内の空気へ伝達される単位時間あたりの熱量である熱流量（伝達熱流量）を推定する伝達熱流量推定手段と、前記推定された熱流量に基いて前記シリンダに吸入される空気の量である筒内吸入空気量を推定する筒内吸入空気量推定手段と、を備えた吸入空気量推定装置が提供される。
【００１８】
これによれば、上述した伝達熱流量推定装置と同様に、吸気弁通過流速を考慮したシリンダ内の空気について成立する運動方程式に基いて、シリンダ内の空気の平均速度である筒内空気流速が推定され、この筒内空気流速に基いて、順に熱の伝達率、熱流量、及び筒内吸入空気量が推定される。従って、吸気弁通過流速が音速の場合であっても、筒内吸入空気量が精度良く推定され得る。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明による内燃機関の伝達熱流量推定装置（熱伝達率推定装置、吸入空気量推定装置）の実施形態について図面を参照しつつ説明する。この伝達熱流量推定装置は燃料噴射量制御装置の一部である。図１は、係る燃料噴射量制御装置を火花点火式多気筒（４気筒）内燃機関１０に適用したシステムの概略構成を示している。なお、図１は、特定気筒の断面のみを示しているが、他の気筒も同様な構成を備えている。
【００２０】
内燃機関１０は、シリンダブロック、シリンダブロックロワーケース、及びオイルパン等を含むシリンダブロック部２０と、シリンダブロック部２０の上に固定されるシリンダヘッド部３０と、シリンダブロック部２０にガソリン混合気を供給するための吸気系統４０と、シリンダブロック部２０からの排ガスを外部に放出するための排気系統５０とを含んでいる。
【００２１】
シリンダブロック部２０は、シリンダ２１、ピストン２２、コンロッド２３、及びクランク軸２４を含んでいる。ピストン２２はシリンダ２１内を往復動し、ピストン２２の往復動がコンロッド２３を介してクランク軸２４に伝達され、これにより同クランク軸２４が回転するようになっている。シリンダ２１とピストン２２のヘッドは、シリンダヘッド部３０とともに燃焼室２５を形成している。
【００２２】
シリンダヘッド部３０は、燃焼室２５に連通した吸気ポート３１、吸気ポート３１を開閉する吸気弁３２、吸気弁３２を駆動するインテークカムシャフトを含むとともに同インテークカムシャフトの位相角及び同吸気弁３２の吸気弁リフト量（最大吸気弁リフト量）を連続的に変更し得る吸気弁制御装置３３、吸気弁制御装置３３のアクチュエータ３３ａ、燃焼室２５に連通した排気ポート３４、排気ポート３４を開閉する排気弁３５、排気弁３５を駆動するエキゾーストカムシャフト３６、点火プラグ３７、点火プラグ３７に与える高電圧を発生するイグニッションコイルを含むイグナイタ３８、及び燃料を吸気ポート３１内に噴射するインジェクタ（燃料噴射手段）３９を備えている。
【００２３】
吸気系統４０は、吸気ポート３１に連通し同吸気ポート３１とともに吸気通路を形成するインテークマニホールドを含む吸気管４１、吸気管４１の端部に設けられたエアフィルタ４２、吸気管４１内にあって吸気通路の開口断面積を可変とするスロットルバルブ４３、及びスワールコントロールバルブ（以下、「ＳＣＶ」と称呼する。）４４を備えている。スロットルバルブ４３は、ＤＣモータからなるスロットルバルブアクチュエータ４３ａにより吸気管４１内で回転駆動されるようになっている。ＳＣＶ４４は、前記スロットルバルブ４３よりも下流で前記インジェクタ３９よりも上流の位置にて前記吸気管４１に対し回動可能に支持されるとともに、ＤＣモータからなるＳＣＶアクチュエータ４４ａにより回転駆動されるようになっている。
【００２４】
排気系統５０は、排気ポート３４に連通したエキゾーストマニホールド５１、エキゾーストマニホールド５１に接続されたエキゾーストパイプ５２、及びエキゾーストパイプ５２に介装された触媒コンバータ（三元触媒装置）５３を備えている。
【００２５】
一方、このシステムは、熱線式エアフローメータ６１、吸気温センサ６２、大気圧センサ（スロットルバルブ上流圧力センサ）６３、スロットルポジションセンサ６４、ＳＣＶ開度センサ６５、カムポジションセンサ６６、吸気弁リフト量センサ６７、クランクポジションセンサ６８、水温センサ６９、空燃比センサ（Ｏ_２センサ）７０、及びアクセル開度センサ７１を備えている。
【００２６】
エアフローメータ６１は、内燃機関１０の吸気通路内を流れる空気の流量（吸入空気流量）を実際に測定し、測定した吸入空気流量ＡＦＭを表す信号を出力するようになっている。吸気温センサ６２は、実際にはエアフローメータ６１内に備えられていて、吸入空気の温度を検出し、吸気温度Ｔａを表す信号を出力するようになっている。大気圧センサ６３は、スロットルバルブ４３の上流の圧力（即ち、大気圧）を検出し、スロットルバルブ上流圧力Ｐａを表す信号を出力するようになっている。スロットルポジションセンサ６４は、スロットルバルブ４３の開度（スロットルバルブ開度）を検出し、スロットルバルブ開度ＴＡを表す信号を出力するようになっている。ＳＣＶ開度センサ６５は、ＳＣＶ４４の開度を検出し、ＳＣＶ開度θｉｖを表す信号を出力するようになっている。
【００２７】
カムポジションセンサ６６は、インテークカムシャフトが９０°回転する毎に（即ち、クランク軸２４が１８０°回転する毎に）一つのパルスを有する信号（Ｇ２信号）を発生するようになっている。吸気弁リフト量センサ６７は、吸気弁３２のリフト量を検出し、吸気弁３２が全閉のとき「０」の値をとる吸気弁リフト量Ｌを表す信号を出力するようになっている。クランクポジションセンサ（エンジン回転速度センサ）６８は、クランク軸２４が１０°回転する毎に幅狭のパルスを有するとともに同クランク軸２４が３６０°回転する毎に幅広のパルスを有する信号を出力するようになっている。この信号は、エンジン回転速度Ｎｅを表す。水温センサ６９は、内燃機関１０の冷却水の温度を検出し、冷却水温ＴＨＷを表す信号を出力するようになっている。Ｏ_２センサ７０は、触媒コンバータ５３に流入する排ガス中の酸素濃度に応じた信号（排ガスの空燃比に応じた値）を出力するようになっている。アクセル開度センサ７１は、運転者によって操作されるアクセルペダルの操作量Ａｃｃｐを表す信号を出力するようになっている。
【００２８】
電気制御装置８０は、互いにバスで接続された、ＣＰＵ８１、ＲＯＭ８２、ＲＡＭ８３、バックアップＲＡＭ８４、及びインターフェース８５等からなるマイクロコンピュータである。ＲＯＭ８２は、テーブル（マップ）及び定数等を予め記憶するようになっている。ＲＡＭ８３は、ＣＰＵ８１が必要に応じてデータを一時的に格納するようになっている。バックアップＲＡＭ８４は、電源が投入された状態でデータを格納するとともに同格納したデータを電源が遮断されている間も保持するようになっている。インターフェース８５は、ＡＤコンバータを含み、前記センサ６１〜７１と接続され、ＣＰＵ８１にセンサ６１〜７１からの信号を供給するとともに、ＣＰＵ８１の指示に応じて吸気弁制御装置３３のアクチュエータ３３ａ、イグナイタ３８、インジェクタ３９、スロットルバルブアクチュエータ４３ａ、及びＳＣＶアクチュエータ４４ａ等に駆動信号を送出するようになっている。
【００２９】
次に、上記のように構成された燃料噴射量制御装置による燃料噴射量の決定方法（筒内吸入空気量Ｍｃの推定方法）について説明する。
【００３０】
（燃料噴射量ｆｃの決定方法・筒内吸入空気量の推定方法）
燃料噴射量制御装置は、吸気行程にある気筒の吸気弁３２が閉じる前に同気筒に対して燃料を噴射しなければならない。このため、燃料噴射量制御装置は、吸気弁３２が閉じた時点で（即ち、吸気弁閉時に）同気筒内に吸入されているであろう筒内吸入空気量Ｍｃを吸気弁が閉弁する前に予測し、ｆｃ＝Ｋ・Ｍｃなる式に基いて燃料噴射量（基本噴射量）ｆｃを決定する。ここで、Ｋは運転状態に応じて変化する設定空燃比に基づく係数である。そして、燃料噴射量制御装置は、吸気行程にある気筒のインジェクタ３９から、その気筒の吸気弁３２が閉弁するよりも前の時点で決定された燃料噴射量ｆｃの燃料を噴射する。
【００３１】
以下、燃料噴射量制御装置について具体的に説明する。図２は、この燃料噴射量制御装置の機能ブロック図である。燃料噴射量制御装置は、電子制御スロットルモデルＭ１、スロットルモデルＭ２、吸気管モデルＭ３、吸気弁モデルＭ４、シリンダモデルＭ５、及び熱伝達モデルＭ６からなるシミュレーションモデルを用いて筒内吸入空気量Ｍｃを推定する。吸気弁モデルＭ４は吸気弁通過流速推定手段としても機能する。シリンダモデルＭ５は筒内圧力推定手段として機能する。熱伝達モデルＭ６は伝達熱流量推定手段（熱伝達率推定手段）として機能する。モデルＭ１〜Ｍ６は、シリンダ２１内に吸入される吸入空気量を推定する吸入空気量推定手段を構成する。これらのモデルＭ１〜Ｍ６における計算は、ＣＰＵ８１が所定時間（プログラム実行間隔時間）の経過毎に各モデルに対応するプログラムを実行することにより達成される。また、以下に述べる微分方程式は、実際には離散化されることにより、その解が求められる。更に、燃料噴射量制御装置は、電子スロットルバルブ電子制御ロジックＡ１を備え、スロットルバルブアクチュエータ４３ａを介してスロットルバルブ４３の開度を制御する。
【００３２】
（電子制御スロットルモデルＭ１）
電子制御スロットルモデルＭ１は、現時点までのアクセルペダル操作量Ａｃｃｐに基づいて現時点から所定時間Ｔ０先の時刻ｔにおけるスロットルバルブ開度θｔを推定するモデルである。
【００３３】
具体的に述べると、スロットルバルブ電子制御ロジックＡ１は、図３に示したアクセルペダル操作量Ａｃｃｐと目標スロットルバルブ開度θｒとの関係を規定するテーブル及びアクセル開度センサ７１により検出された実際の（現時点の）アクセルペダル操作量Ａｃｃｐに基づいて暫定的な目標スロットルバルブ開度θｒ１を所定時間（例えば、２ｍｓｅｃ）の経過毎に決定する。また、スロットルバルブ電子制御ロジックＡ１は、暫定的な目標スロットルバルブ開度θｒ１を所定時間Ｔ（例えば、６４ｍｓｅｃ）だけ遅延させた値、即ち、現時点より所定時間Ｔだけ前の時点にて決定された暫定的な目標スロットルバルブ開度θｒ１を、現時点での最終的な目標スロットルバルブ開度θｒとして決定する。そして、スロットルバルブ電子制御ロジックＡ１は、実際のスロットルバルブ開度ＴＡが現時点の目標スロットルバルブ開度θｒとなるようにスロットルバルブアクチュエータ４３ａに対して駆動信号を送出する。
【００３４】
このように、目標スロットルバルブ開度θｒは、現時点から所定時間Ｔだけ前の時点におけるアクセルペダル操作量Ａｃｃｐに応じて決定された暫定的な目標スロットルバルブ開度θｒ１と等しいから、現時点から所定時間Ｔ０だけ先の時刻ｔにおける目標スロットルバルブ開度θｒは現時点から時間（Ｔ−Ｔ０）前における暫定的な目標スロットルバルブ開度θｒ１と等しい。また、現時点から時間（Ｔ−Ｔ０）前における暫定的な目標スロットルバルブ開度θｒ１は、スロットルバルブアクチュエータ４３ａの作動遅れ時間を無視すれば、時刻ｔにおけるスロットルバルブ開度θｔと等しい。このような考えに基づき、電子制御スロットルモデルＭ１は、現時点から所定時間Ｔ０だけ先の時刻ｔにおけるスロットルバルブ開度θｔを推定する。即ち、現時点から時間（Ｔ−Ｔ０）前における暫定的な目標スロットルバルブ開度θｒ１を現時点から所定時間Ｔ０だけ先の時刻ｔにおけるスロットルバルブ開度θｔとして推定する。なお、スロットルバルブアクチュエータ４３ａの作動遅れ時間を考慮に加えて、スロットルバルブ開度θｔを推定してもよい。
【００３５】
（スロットルモデルＭ２）
スロットルモデルＭ２は、スロットルバルブ４３を通過する空気流量（スロットル通過空気流量）ｍｔを、エネルギー保存則、運動量保存則、質量保存則、及び状態方程式等の物理法則に基づいて得られた下記（３）式及び下記（４）式に基づいて推定するモデルである。下記（３）式及び下記（４）式において、Ｃｔ（θｔ）はスロットルバルブ開度θｔに応じて変化する流量係数、Ａｔ（θｔ）はスロットルバルブ開度θｔに応じて変化するスロットル開口面積（吸気管４１の開口面積）、Ｐａはスロットルバルブ上流圧力（即ち、大気圧）、Ｐｍは吸気管内空気圧力（吸気管圧力）、Ｔａは吸気温度（大気温度）、Ｔｍはスロットルバルブ４３の下流の吸気管内空気温度、Ｒは気体定数、及びκは比熱比（以下、κを一定値として扱う。）である。スロットルモデルＭ２は、スロットルバルブ上流圧力Ｐａが吸気管内空気圧力Ｐｍより大きい順流の場合に（３）式を使用し、スロットルバルブ上流圧力Ｐａが吸気管内空気圧力Ｐｍより小さい逆流の場合に（４）式を使用する。
【００３６】
【数３】

【００３７】
【数４】

【００３８】
上記（３）式及び（４）式において、θｔは電子制御スロットルモデルＭ１により推定された現時点から所定時間Ｔ０だけ先の時刻ｔにおける推定スロットルバルブ開度である。スロットルモデルＭ２は、スロットルバルブ開度θｔと流量係数Ｃｔ（θｔ）との関係を規定した図４に示すテーブル及び前記推定したスロットルバルブ開度θｔを用いて流量係数Ｃｔ（θｔ）を求めるとともに、スロットルバルブ開度θｔと開口面積Ａｔ（θｔ）との関係を規定した図５に示すテーブル及び前記推定したスロットルバルブ開度θｔとを用いて開口面積Ａｔ（θｔ）を求める。
【００３９】
なお、スロットルモデルＭ２は、スロットルバルブ開度θｔと積値Ｃｔ（θｔ）・Ａｔ（θｔ）との関係を規定した図６に示すテーブル及び前記推定したスロットルバルブ開度θｔを用いて積値Ｃｔ（θｔ）・Ａｔ（θｔ）を一時に求めるように構成してもよい。また、スロットルモデルＭ２は、スロットルバルブ開度θｔ及び吸気管内空気圧力Ｐｍと流量係数Ｃｔ（θｔ，Ｐｍ）との関係を規定したテーブルＭａｐＣｔ（θｔ，Ｐｍ）と、前記推定したスロットルバルブ開度θｔ及び後述する吸気管モデルＭ３から取得される吸気管内空気圧力Ｐｍと、を用いて、流量係数Ｃｔ（θｔ）に代わる流量係数Ｃｔ（θｔ，Ｐｍ）を求めるように構成されていてもよい。
【００４０】
スロットルモデルＭ２は、スロットルバルブ上流圧力Ｐａ及び吸気温度Ｔａを大気圧センサ６３及び吸気温センサ６２からそれぞれ取得するとともに、吸気管内空気圧力Ｐｍと吸気管内空気温度Ｔｍとを後述する吸気管モデルＭ３から取得し、これらの値を用いて上記（３）式又は（４）式を計算し、時刻ｔにおけるスロットル通過空気流量ｍｔを推定する。なお、吸気管モデルＭ３は、後述するように、スロットルモデルＭ２の出力であるスロットル通過空気流量ｍｔを用いて計算を行う。従って、スロットルモデルＭ２が吸気管モデルＭ３から取得する吸気管内空気圧力Ｐｍと吸気管内空気温度Ｔｍは、前回の（現時点からプログラム実行間隔時間だけ前の）計算タイミングにて同吸気管モデルＭ３が計算していた値である。かかる計算手法は、他のモデルにおいても同様に使用される。
【００４１】
ここで、上記スロットルモデルＭ２を記述した（３）式及び（４）式の導出過程について説明する。いま、スロットルバルブ４３の上流の開口断面積をＡｕ、空気密度をρｕ、空気の流速をｖｕとし、スロットルバルブ４３による吸気管４１の開口断面積をＡｄ、そこでの空気密度をρｄ、スロットルバルブ４３を通過する空気の流速をｖｄとすると、スロットル通過空気流量ｍｔは、下記（５）式で表される。（５）式は質量保存則を記述した式と言える。
【００４２】
【数５】
ｍｔ＝Ａｄ・ρｄ・ｖｄ＝Ａｕ・ρｕ・ｖｕ …（５）
【００４３】
一方、運動エネルギーは、空気の質量をｍとすると、スロットルバルブ４３の上流でｍ・ｖｕ^２／２であり、スロットルバルブ４３を通過する場所でｍ・ｖｄ^２／２である。他方、熱エネルギーは、スロットルバルブ４３の上流でｍ・Ｃｐ・Ｔｕであり、スロットルバルブ４３を通過する場所でｍ・Ｃｐ・Ｔｄである。従って、エネルギー保存則により、下記（６）式が得られる。なお、Ｔｕはスロットルバルブ上流の空気温度、Ｔｄはスロットルバルブ下流の空気温度、Ｃｐは定圧比熱である。
【００４４】
【数６】
ｍ・ｖｕ^２／２＋ｍ・Ｃｐ・Ｔｕ＝ｍ・ｖｄ^２／２＋ｍ・Ｃｐ・Ｔｄ …（６）
【００４５】
ところで、状態方程式は下記（７）式、比熱比κは下記（８）式、マイヤーの関係は下記（９）式で示されるから、（７）式〜（９）式よりＣｐ・Ｔは下記（１０）式のように表される。なお、Ｐは気体の圧力、ρは気体の密度、Ｔは気体の温度、Ｒは気体定数、Ｃｖは定容比熱である。
【００４６】
【数７】
Ｐ＝ρ・Ｒ・Ｔ …（７）
【００４７】
【数８】
κ＝Ｃｐ／Ｃｖ …（８）
【００４８】
【数９】
Ｃｐ＝Ｃｖ＋Ｒ …（９）
【００４９】
【数１０】
Ｃｐ・Ｔ＝｛κ／（κ−１）｝・（Ｐ／ρ） …（１０）
【００５０】
上記（１０）式の関係を用いて上記エネルギー保存則に基づく（６）式を書換えると、下記（１１）式が得られる。
【００５１】
【数１１】
ｖｕ^２／２＋｛κ／（κ−１）｝・（Ｐｕ／ρｕ）＝ｖｄ^２／２＋｛κ／（κ−１）｝・（Ｐｄ／ρｄ） …（１１）
【００５２】
そして、スロットルバルブ４３の無限上流を考えると、Ａｕ＝∞、ｖｕ＝０であるから、エネルギー保存則に基づく上記（１１）式は下記（１２）式に書き換えられる。
【００５３】
【数１２】
｛κ／（κ−１）｝・（Ｐｕ／ρｕ）＝ｖｄ^２／２＋｛κ／（κ−１）｝・（Ｐｄ／ρｄ） …（１２）
【００５４】
次に、運動量について記述する。断面積Ａｕの部分に加わる圧力をＰｕ、断面積Ａｄの部分に加わる圧力をＰｄ、断面積Ａｕの部分と断面積Ａｄの部分との間をつなぐ固定された空間の平均圧力をＰｍｅａｎとすると、下記（１３）式が得られる。
【００５５】
【数１３】
ρｄ・ｖｄ^２・Ａｄ−ρｕ・ｖｕ^２・Ａｕ＝Ｐｕ・Ａｕ−Ｐｄ・Ａｄ＋Ｐｍｅａｎ・（Ａｄ−Ａｕ） …（１３）
【００５６】
上記（１３）式で、Ａｕ＝∞、ｖｕ＝０を考慮すると、下記（１４）式が得られるので、同（１４）式と上記（１３）式とから下記（１５）式の運動量に関する関係（運動量保存則に基づく関係）が得られる。
【００５７】
【数１４】
Ｐｍｅａｎ＝Ｐｕ …（１４）
【００５８】
【数１５】
ρｄ・ｖｄ^２＝Ｐｕ−Ｐｄ …（１５）
【００５９】
従って、上記（５）式、上記（１２）式、及び上記（１５）式から、下記（１６）式が得られる。
【００６０】
【数１６】

【００６１】
上記（１６）式において、Ｐｕはスロットルバルブ上流圧力Ｐａであり、Ｐｄは吸気管内空気圧力Ｐｍであるから、流量係数をＣｔ（θｔ）を適合のための係数として導入し、開口断面積Ａｄを開口面積Ａｔ（θｔ）とおきなおして整理すると、上記（３）式が得られる。上記（４）式の導出過程は、上記（３）式の導出過程と同様であるので省略する。
【００６２】
（吸気管モデルＭ３）
吸気管モデルＭ３は、質量保存則とエネルギー保存則とにそれぞれ基づいた下記（１７）式及び下記（１８）式、スロットル通過空気流量ｍｔ、スロットル通過空気温度（即ち、吸入空気温度）Ｔａ、及び吸気管から流出する空気流量ｍｃ（即ち、シリンダ内に吸入される空気流量である筒内吸入空気流量、吸気弁３２の周囲を通過する空気の流量）から、吸気管内空気圧力Ｐｍ、及び吸気管内空気温度Ｔｍを求めるモデルである。なお、下記（１７）式及び下記（１８）式において、Ｖｍはスロットルバルブ４３から吸気弁３２までの吸気管４１（以下、単に「吸気管部」と称呼する。）の容積である。
【００６３】
【数１７】
ｄ（Ｐｍ／Ｔｍ）／ｄｔ＝（Ｒ／Ｖｍ）・（ｍｔ−ｍｃ） …（１７）
【００６４】
【数１８】
ｄＰｍ／ｄｔ＝κ・（Ｒ／Ｖｍ）・（ｍｔ・Ｔａ−ｍｃ・Ｔｍ） …（１８）
【００６５】
吸気管モデルＭ３は、上記（１７）式及び上記（１８）式におけるスロットル通過空気流量ｍｔをスロットルモデルＭ２から取得し、筒内吸入空気流量ｍｃを後述する吸気弁モデルＭ４から取得する。そして、（１７）式及び（１８）式に基づく計算を行って、現時点から所定時間Ｔ０だけ先の時刻ｔにおける吸気管内空気圧力Ｐｍ及び吸気管内空気温度Ｔｍを求める。
【００６６】
ここで、上記吸気管モデルＭ３を記述した（１７）式及び（１８）式の導出過程について説明する。いま、吸気管部の総空気量をＭとすると、総空気量Ｍの時間的変化は、吸気管部に流入する空気量に相当するスロットル通過空気流量ｍｔと同吸気管部から流出する空気量に相当する筒内吸入空気流量ｍｃの差であるから、質量保存則に基づく下記（１９）式が得られる。
【００６７】
【数１９】
ｄＭ／ｄｔ＝ｍｔ−ｍｃ …（１９）
【００６８】
また、状態方程式は下記（２０）式となるから、上記（１９）式と下記（２０）式とから総空気量Ｍを消去することにより、質量保存則に基づく上記（１７）式が得られる。
【００６９】
【数２０】
Ｐｍ・Ｖｍ＝Ｍ・Ｒ・Ｔｍ …（２０）
【００７０】
次に、吸気管部に関するエネルギー保存則について検討する。この場合、吸気管部の容積Ｖｍは変化せず、また、エネルギーの殆どが温度上昇に寄与する（運動エネルギーは無視し得る）と考えられる。従って、吸気管部の空気のエネルギーＭ・Ｃｖ・Ｔｍの時間的変化量は、同吸気管部に流入する空気のエネルギーＣｐ・ｍｔ・Ｔａと同吸気管部から流出する空気のエネルギーＣｐ・ｍｃ・Ｔｍとの差に等しいので、下記（２１）式が得られる。
【００７１】
【数２１】
ｄ（Ｍ・Ｃｖ・Ｔｍ）／ｄｔ＝Ｃｐ・ｍｔ・Ｔａ−Ｃｐ・ｍｃ・Ｔｍ …（２１）
【００７２】
この（２１）式を、上記（８）式（κ＝Ｃｐ／Ｃｖ）と、上記（２０）式（Ｐｍ・Ｖｍ＝Ｍ・Ｒ・Ｔｍ）とを用いて変形することにより、上記（１８）式が得られる。
【００７３】
（吸気弁モデルＭ４）
吸気弁モデルＭ４は、吸気弁３２の周囲を通過する空気流量（即ち、筒内吸入空気流量）ｍｃを、エネルギー保存則、運動量保存則、質量保存則、及び状態方程式等に基づいて得られた下記（２２）式及び下記（２３）式にしたがって推定するモデルである。（２２），（２３）式の導出過程は、上記スロットルモデルＭ２の場合と同様である。（２２）式及び（２３）式において、Ｃｖ（Ｌ）は吸気弁３２のリフト量Ｌに応じて変化する流量係数、Ａｖ（Ｌ）は同リフト量Ｌに応じて変化する吸気弁３２の周囲に形成される開口の面積、及びＰｃは筒内圧力（シリンダ２１内の圧力Ｐｃ）である。吸気弁モデルＭ４は、吸気管内空気圧力Ｐｍが筒内圧力Ｐｃより大きい順流の場合に（２２）式を使用し、吸気管内空気圧力Ｐｍが筒内圧力Ｐｃより小さい逆流の場合に（２３）式を使用する。
【００７４】
【数２２】

【００７５】
【数２３】

【００７６】
吸気弁モデルＭ４は、現時点から所定時間Ｔ０だけ先の時刻ｔにおける吸気弁リフト量Ｌ（ｔ）を推定する。この推定は、吸気弁リフト量センサ６７が検出している現時点のリフト量Ｌとエンジン回転速度Ｎｅとに基づいてなされてもよく、現時点のクランク角とエンジン回転速度Ｎｅを含む運転状態に応じて予め設定されるリフト量マップとに基いてなされてもよい。そして、吸気弁モデルＭ４は、吸気弁リフト量Ｌと積値Ｃｖ（Ｌ）・Ａｖ（Ｌ）との関係を規定した図７に示したテーブルと、前記推定した吸気弁リフト量Ｌ（ｔ）とに基づいて、上記（２２）式及び上記（２３）式にて使用する積値Ｃｖ（Ｌ）・Ａｖ（Ｌ）を求める。
【００７７】
また、吸気弁モデルＭ４は、吸気管内空気圧力Ｐｍと吸気管内空気温度Ｔｍとを吸気管モデルＭ３から取得するとともに、筒内圧力Ｐｃと筒内空気温度Ｔｃを後述するシリンダモデルＭ５から取得し、これらの変数を用いて上記（２２）式又は上記（２３）式を計算することで、時刻ｔにおける筒内吸入空気流量ｍｃを推定する。更に、吸気弁モデルＭ４は、吸気弁３２の開弁により形成された空間（つまり、吸気弁３２の周囲）を通過してシリンダ２１内に流入する空気の同吸気弁３２の周囲を通過する際の速度（以下、単に「吸気弁通過流速」という。）ｕｃを、後述する（３７）式に基いて求める。
【００７８】
（シリンダモデルＭ５）
シリンダモデルＭ５は、シリンダ２１内の空気についてのエネルギー保存則に基づいた下記（２４）式にしたがって、筒内圧力Ｐｃと筒内空気温度Ｔｃを求めるモデルである。図８に示したように、下記（２４）式におけるＶｃはシリンダ２１（燃焼室２５）の容積、Ｔｍはシリンダ２１に吸入される空気の温度Ｔｉと等しい吸気管内空気温度、ｍｃはシリンダ２１内に吸入される空気流量（吸気弁２３の周囲を通過する空気の流量）ｍｉと等しい前記吸気管部から流出する空気流量、Ｑはシリンダ２１内の空気に同シリンダ２１（シリンダ壁面）から伝達される単位時間あたりの熱量（伝達熱流量、熱流）である。
【００７９】
【数２４】

【００８０】
上記（２４）式における時刻ｔの筒内吸入空気流量ｍｃは吸気弁モデルＭ４により与えられ、同時刻ｔの吸気管内空気温度Ｔｍは吸気管モデルＭ３により与えられる。また、時刻ｔのシリンダ容積Ｖｃはクランク角度に基づいて知ることができる。伝達熱流量Ｑは、後述する熱伝達モデルＭ６により求められる。従って、（２４）式に基き、時刻ｔにおける筒内圧力Ｐｃが得られる。
【００８１】
ここで、上記（２４）式の導出過程について説明する。先ず、Ｅを筒内のエネルギー、ｈをエンタルピー、Ｗをピストンに対する仕事とすると、シリンダ２１についてエネルギー保存則により下記（２５）式を得ることができる。
【００８２】
【数２５】
ｄＥ／ｄｔ＝ｍｃ・ｈ−ｄＷ／ｄｔ＋Ｑ …（２５）
【００８３】
いま、内部エネルギーをＵとすれば下記（２６）式が成立し、状態方程式は下記（２７）式の通りである。また、比熱比κの式である上記（８）式（κ＝Ｃｐ／Ｃｖ）と、マイヤーの関係式である上記（９）式（Ｃｐ＝Ｃｖ＋Ｒ）とから、下記（２８）式及び下記（２９）式が成立する。なお、Ｍｃｙをシリンダ２１内の空気量とする。
【００８４】
【数２６】
Ｕ＝Ｃｖ・Ｔｃ …（２６）
【００８５】
【数２７】
Ｍｃｙ・Ｔｃ＝Ｐｃ・Ｖｃ／Ｒ …（２７）
【００８６】
【数２８】
Ｃｖ＝Ｒ／（κ−１） …（２８）
【００８７】
【数２９】
Ｃｐ＝κ・Ｒ／（κ−１） …（２９）
【００８８】
（２６）式〜（２８）式から（２５）式の左辺ｄＥ／ｄｔについて、下記（３０）式が成立する。
【００８９】
【数３０】

【００９０】
一方、（２５）式の右辺第１項ｍｃ・ｈについて、下記（３１）式のエンタルピーの定義と上記（２９）式から、下記（３２）式が成立する。
【００９１】
【数３１】
ｈ＝Ｃｐ・Ｔｍ …（３１）
【００９２】
【数３２】
ｍｃ・ｈ＝ｍｃ・Ｃｐ・Ｔｍ＝ｍｃ・｛κ・Ｒ／（κ−１）｝・Ｔｍ …（３２）
【００９３】
更に、仕事Ｗは下記（３３）式で表されるから、上記（２５）式の右辺第２項ｄＷ／ｄｔについて下記（３４）式が成立する。
【００９４】
【数３３】
ｄＷ＝Ｐｃ・ｄＶｃ …（３３）
【００９５】
【数３４】
ｄＷ／ｄｔ＝Ｐｃ・ｄＶｃ／ｄｔ …（３４）
【００９６】
（３０）式、（３２）式、及び（３４）式で（２５）式を書き直して整理すると上記（２４）式が得られる。
【００９７】
また、シリンダモデルＭ５は、筒内空気温度Ｔｃを状態方程式である下記（３５）式にしたがって求める。（３５）式のＭｃ１は、（２２）式又は（２３）式の筒内吸入空気流量ｍｃを吸気弁３２が開弁してから筒内空気温度Ｔｃを求める時点まで時間積分して求める。
【００９８】
【数３５】
Ｔｃ＝（Ｐｃ・Ｖｃ）／（Ｍｃ１・Ｒ） …（３５）
【００９９】
上記原理によれば、シリンダモデルＭ５の上記（２４）式及び上記（３５）式により、筒内圧力Ｐｃ及び筒内空気温度Ｔｃがそれぞれ求められる。
【０１００】
本燃料噴射量制御装置は、このような一連の計算により、（２２）式又は（２３）式に基づいて求められる筒内吸入空気流量ｍｃを吸気弁２３が開弁する時刻ｔｏから同吸気弁３２が閉弁する時刻ｔｆまで時間積分することにより、一吸気行程にてシリンダ２１内に吸入される筒内吸入空気量Ｍｃを推定し、この値Ｍｃに基づいて燃料噴射量ｆｃを決定する。
【０１０１】
（熱伝達モデルＭ６）
熱伝達モデルＭ６は、筒内空気流速ｕを求め、その筒内空気流速ｕに基いて熱伝達率ｈｗを求め、その熱伝達率ｈｗを用いて伝達熱流量Ｑを求めるモデルである。
【０１０２】
具体的に述べると、先ず、熱伝達モデルＭ６は下記（３６）式に基いて筒内空気流速ｕを求める。Ｍｃｔは筒内空気流速ｕを求める際にシリンダ２１（燃焼室２５）内に存在する空気の質量であり、吸気弁３２の開弁後から筒内空気流速ｕを求める時点まで吸気弁３２の周囲を通過する空気流量（筒内吸入空気流量）ｍｃを時間積分することにより求められる。筒内吸入空気流量ｍｃは吸気弁モデルＭ４により計算されている値を用いる。ｕｃは前述した吸気弁通過流速ｕｃであり、後述する（３７）式に基いて吸気弁モデルＭ４が求めている値を使用する。
【０１０３】
【数３６】

【０１０４】
（３６）式はシリンダ内の空気についての運動方程式である。一般に、ニュートン力学によれば、力Ｆ（＝質量・加速度＝Ｍｃｔ・ｄｕ／ｄｔ）は運動量Ｐの時間変化率（ΔＰ／Δｔ）と等しい。一方、時間Δｔの間に質量ｍの空気がシリンダ２１内へ流れ込むとすると、シリンダ２１内の空気の運動量は同時間Δｔの間に（ｍ・ｕｃ）だけ変化している。従って、シリンダ２１内の空気の運動量Ｐの時間変化率は、（ｍ・ｕｃ）／Δｔ＝（ｍ／Δｔ）・ｕｃ ＝ ｍｃ・ｕｃ となる。以上から、シリンダ２１内における空気の粘性による筒内空気流速を減衰させる力ｆｐを考慮しなければ、Ｍｃｔ・ｄｕ／ｄｔ＝ｍｃ・ｕｃが成立する。
【０１０５】
次に、シリンダ２１内における空気の粘性による筒内空気流速を減衰させる力ｆｐについて考える。このような力は、一般に、密度ρの流体が流速ｖで流路内を通過するとき、ρ及びｖの関数となる。そこで、（３６）式においては、この力ｆｐはρｃ・ｕ^２（ρｃはシリンダ２１内における空気密度）に比例すると考え、ｆｐ＝α・ρｃ・ｕ^２とおく。なお、係数αは、シリンダの表面積等を考慮するための適合定数である。なお、空気密度ρｃは、筒内空気流速ｕを求める時点での筒内圧力Ｐｃ、シリンダ容積Ｖｃｔ、及び気体の状態方程式とから求められる。以上が、（３６）式の根拠である。（３６）式はシリンダ２１に吸入される空気の運動量保存に基く式であると言うことも出来る。
【０１０６】
実際上の計算においては、熱伝達モデルＭ６は（３６）式を離散化して（解析的でなく数値的）に筒内空気流速ｕを求める。即ち、Δｔを計算時間間隔（プログラム実行間隔時間）を示す微小な時間とすると、左辺のｄｕ／ｄｔは｛ｕ（ｔ０＋Δｔ）‐ｕ（ｔ０）｝／Δｔとおかれ、右辺の筒内空気流速ｕを含むその他の値には時刻ｔ０での値（一回前の計算において求められている値）が使用されて、新たな筒内空気流速ｕ（ｔ０＋Δｔ）が求められる。次に、吸気弁通過流速ｕｃの求め方について述べる。吸気弁通過流速ｕｃは、下記（３７）式により求められる。
【０１０７】
【数３７】

【０１０８】
上記（３７）式は、下記（３８）式及び下記（３９）式に基いて得られる。ρｍは吸気弁３２の周囲の吸気管内空気密度であるが、上述したスロットルバルブ４３を通過する部分の空気密度ρｄと等しいとして扱う。（３８）式は上記（１２）式と同様なエネルギー保存則に基く考え方を、空気が吸気弁３２の周囲を通過する部分について適用した式である。（３９）式は上記（１５）式と同様な運動量保存則に基く考え方を、空気が吸気弁３２の周囲を通過する部分について適用した式である。
【０１０９】
【数３８】
｛κ／（κ−１）｝・（Ｐｍ／ρｍ）＝ｕｃ^２／２＋｛κ／（κ−１）｝・（Ｐｃ／ρｃ） …（３８）
【０１１０】
【数３９】
ρｃ・ｕｃ^２＝Ｐｍ−Ｐｃ …（３９）
【０１１１】
（３８）式及び（３９）式から（３７）式を求める際の式の変形の詳細については省略するが、以下に簡単に述べる。先ず、（３８）式を（Ｐｃ／ρｃ）のみを左辺とする式に変形し、（３９）式をρｃのみを左辺とする式に変形する。次いで、これら両式の左辺同士及び右辺同士を掛け合わせて得た式を得て、この式をｕｃについて解くことにより、（３７）式を得ることができる。以上により、（３６）式を計算するための各パラメータが得られるので、同（３６）式から筒内空気流速ｕが求められる。
【０１１２】
次に、熱伝達モデルＭ６は下記（４０）式（実験式）に基いて熱伝達率ｈｗを求め、定義式である下記（４１）式に基いて伝達熱流量Ｑを求める。（４１）式におけるシリンダ壁温Ｔｗは、冷却水温ＴＨＷとシリンダ壁温Ｔｗとの関係を予めマップ（テーブル）として記憶しておき、水温センサ６９が検出した水温ＴＨＷとこのマップとにより推定する。Ａは燃焼室を形成するシリンダの壁面積であり、時間（シリンダの位置）とともに変化する値である。Ｃ２は予め定められた定数である。上述したように、この伝達熱流量ＱがシリンダモデルＭ５により使用されて、筒内圧力Ｐｃが求められる。
【０１１３】
【数４０】

【０１１４】
【数４１】
Ｑ＝Ａ・ｈｗ・（Ｔｃ‐Ｔｗ） …（４１）
【０１１５】
以上、説明したように、上記熱伝達モデルＭ６は、シリンダ２１内の空気について成立する運動方程式であって、吸気弁通過流速ｕｃ（筒内に吸入される空気の運動量ｍｃ・ｕｃ）を考慮して成立する運動方程式である（３６）式により筒内空気流速ｕを求め、この筒内空気流速ｕに基いて熱伝達率ｈｗ及び伝達熱流量Ｑを算出している。（３６）式は吸気弁通過流速ｕｃが音速であるか否かに関わらず成立する。従って、幅広い運転状態に対して精度良く筒内空気流速ｕが求められる（従って、熱伝達率ｈｗ、伝達熱流量Ｑ、筒内圧力Ｐｃ、筒内吸入空気流量ｍｃ、及び筒内吸入空気量Ｍｃ等が精度良く求められる）ので、機関の空燃比を所望の値に精度良く制御することが可能となる。
【０１１６】
次に、従来の技術による各推定値と本発明による上記実施形態の装置（以下、「本発明のモデル」という。）による各推定値とを比較した結果について説明する。
【０１１７】
図９は可変バルブリフトエンジンにおける同一のエンジン回転速度でのクランク角に対するリフト量を示している。曲線Ｌ１及び曲線Ｌ２は、標準リフト状態及び小リフト状態でのリフト量をそれぞれ表す。図１０は、可変バルブリフトエンジンにおける同一のエンジン回転速度でのクランク角に対する吸気弁通過流速ｕｃを示している。曲線Ｌ３及び曲線Ｌ４は、標準リフト状態及び小リフト状態での吸気弁通過流速ｕｃをそれぞれ表す。これらの図からも理解されるように、小リフト状態ではリフト量が極めて小さいので、吸気弁通過流速ｕｃは音速に達する程の極めて大きな速度となる。
【０１１８】
図１１は、小リフト状態におけるクランク角に対する熱伝達率ｈｗを示している。曲線Ｌ５及び曲線Ｌ６は、上述した従来の技術により推定された熱伝達率及び実際の熱伝達率（３次元での熱流体シミュレーション結果による熱伝達率）をそれぞれ示している。このように、従来の技術では、推定される熱伝達率ｈｗが実際の値と大きく乖離する。この原因は、筒内空気流速ｕの推定誤差に起因するものである。
【０１１９】
図１２は、可変バルブリフトエンジンにおけるクランク角に対する筒内空気流速ｕの本発明のモデルによる推定値を示している。曲線Ｌ７及び曲線Ｌ８は、同一のエンジン回転速度における標準リフト状態及び小リフト状態での筒内空気流速ｕをそれぞれ表す。図１３は、可変バルブリフトエンジンにおけるクランク角に対する熱伝達率ｈｗの本発明のモデルによる推定値を示している。曲線Ｌ９及び曲線Ｌ１０は、図１２と同一の回転速度における標準リフト状態及び小リフト状態での熱伝達率ｈｗをそれぞれ表す。
【０１２０】
図１２からも理解されるように、本発明のモデルによれば、同一回転速度（即ち、同一のピストン速度）においても、筒内空気流速ｕがリフト状態により大きく異なる値をとるように求められる。その結果、図１３に示したように、同一回転速度においても、リフト状態に応じて熱伝達率ｈｗが大きく異なる値をとるように求められる。
【０１２１】
図１４は、小リフト状態におけるクランク角に対する熱伝達率ｈｗの推定値を示している。曲線Ｌ１１及び曲線Ｌ１２は、本発明のモデルより推定された熱伝達率ｈｗ及び従来の技術により推定された熱伝達率ｈｗをそれぞれ表す。図１４の曲線Ｌ１１及び曲線Ｌ１２と図１１の曲線Ｌ６（熱伝達率ｈｗの実際値）とを比較すると、本発明のモデルによる熱伝達率は従来の技術による熱伝達率よりも実際の熱伝達率に極めて近い値となっていることが理解される。
【０１２２】
以上、説明したように、本発明による伝達熱流量推定装置によれば、リフト量やエンジン回転速度等のエンジン運転状態に関わらず、筒内空気流速ｕが精度良求められ、従って、この筒内空気流速ｕに基いて求められる熱伝達率ｈｗ、伝達熱流量Ｑ、筒内圧力Ｐｃ、筒内吸入空気流量ｍｃ、及び筒内吸入空気量Ｍｃ等が精度良く求められるので、機関の空燃比を所望の値に精度良く制御することが可能となる。
【０１２３】
なお、本発明は上記実施形態に限定されることはなく、本発明の範囲内において種々の変形例を採用することができる。例えば、（３７）式に基いて求められた吸気弁通過流速ｕｃが、上記（２）式にて説明したピストン平均速度Ｃｗと上記Ｃ１との積（Ｃ１・Ｃｗ）よりも大きい場合は上記（３６）式に基いて求めた筒内空気流速ｕを上記（４０）式に適用して熱伝達率ｈｗを求め、その他の場合には上記（２）式に基いて熱伝達率ｈｗを求めるように構成してもよい。
【０１２４】
また、上記（３６）式においては、筒内空気流速を減衰させる力ｆｐを筒内空気流速ｕの２次式（ｆｐ＝α・ρｃ・ｕ^２）で表しているが、これを１次式（ｆｐ＝α・Ｍｃ・ｕ）で表した下記（４２）式を上記（３６）式に代えて用いてもよい。（４２）式中のβは適合定数である。更に、上記（３６）式を汎用的に表した下記（４３）式を上記（３６）式に代えて用いてもよい。（４３）式のα_１，α_２…，α_ｎ，α_ｎ＋１は適合定数である。
【０１２５】
【数４２】

【０１２６】
【数４３】

【０１２７】
また、熱伝達率ｈｗは、一般にシリンダ２１内における空気密度ρｃと筒内空気流速ｕの関数であるから、上記（４０）式に代えて下記（４４）式により求めてもよい。この場合、ｋ１，ｂ_０，ｂ_１…，ｂ_ｎ−１，ｂ_ｎは、適合定数である。
【０１２８】
【数４４】
ｈｗ＝ρｃ^ｋ１（ｂ_０＋ｂ_１ｕ^ｎ＋ｂ_２ｕ^ｎ−１＋…＋ｂ_ｎｕ） …（４４）
【０１２９】
また、上記実施形態の本発明による装置は、内燃機関のシリンダ内に吸入された空気へ同シリンダから伝達される熱の流量を推定する伝達熱流量推定装置であって、前記内燃機関の吸気弁の周囲を通過して前記シリンダ内に吸入される空気の同吸気弁の周囲を通過する際の速度である吸気弁通過流速を推定するとともに、同吸気弁の周囲を通過して同シリンダ内に吸入される空気の流量である筒内吸入空気流量を推定し、同推定された吸気弁通過流速と同推定された筒内吸入空気流量とに基いて（これらの積に基いて）同シリンダ内に吸入される空気の運動量を推定する運動量推定手段と、前記推定された運動量を考慮した前記シリンダ内の空気について成立する運動方程式（シリンダ内に流入する空気の運動量を考慮して立てられたシリンダ内の空気についての運動方程式）に基いて同シリンダ内の空気の平均速度である筒内空気流速を推定する筒内空気流速推定手段と、前記推定された筒内空気流速に基いて前記シリンダから同シリンダ内の空気へ伝達される熱の伝達率を推定する熱伝達率推定手段と、前記推定された熱の伝達率に基いて前記シリンダから同シリンダ内の空気へ伝達される単位時間あたりの熱量である熱流量を推定する伝達熱流量推定手段と、を備えた伝達熱流量推定装置であると言うこともできる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による伝達熱量推定装置を含む燃料噴射量制御装置を火花点火式多気筒内燃機関に適用したシステムの概略構成図である。
【図２】図１に示した電気制御装置が筒内吸入空気量等を推定するために採用した各種モデルの接続関係を示した機能ブロック図である。
【図３】図１に示したＣＰＵが参照するアクセルペダル操作量と目標スロットルバルブ開度との関係を規定したテーブルを示す図である。
【図４】スロットルバルブ開度と流量係数との関係を規定したテーブルを示す図である。
【図５】スロットルバルブ開度と開口面積との関係を規定したテーブルを示す図である。
【図６】スロットルバルブ開度と、流量係数と開口面積の積値との関係を規定したテーブルを示す図である。
【図７】吸気弁リフト量と、流量係数と開口面積の積値との関係を規定したテーブルを示す図である。
【図８】シリンダモデル及び熱伝達モデルで使用する変数を説明するためシリンダ及びその近傍を概念的に示した図である。
【図９】可変バルブリフトエンジンにおいて、標準リフト状態及び小リフト状態でのクランク角に対する吸気弁のリフト量を示すグラフである。
【図１０】可変バルブリフトエンジンにおいて、標準リフト状態及び小リフト状態でのクランク角に対する吸気弁通過流速の本発明のモデルによる推定値を示すグラフである。
【図１１】可変バルブリフトエンジンが小リフト状態にあるとき、従来技術により推定された熱伝達率と実際の熱伝達率とをクランク角に対して示すグラフである。
【図１２】可変バルブリフトエンジンにおいて、標準リフト状態及び小リフト状態でのクランク角に対する筒内空気流速の本発明のモデルによる推定値を示すグラフである。
【図１３】可変バルブリフトエンジンにおいて、標準リフト状態及び小リフト状態でのクランク角に対する熱伝達率の本発明のモデルによる推定値を示すグラフである。
【図１４】可変バルブリフトエンジンが小リフト状態にあるとき、本発明のモデル及び従来技術によりそれぞれ推定された熱伝達率をクランク角に対して示すグラフである。
【符号の説明】
１０…内燃機関、２１…シリンダ、２５…燃焼室、３２…吸気弁、３３…吸気弁制御装置、３９…インジェクタ、６９…水温センサ、８０…電気制御装置、８１…ＣＰＵ。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention provides a transfer heat flow estimation device that estimates the amount of heat exchanged per unit time between a cylinder of an internal combustion engine and air in the cylinder, and an internal combustion engine using the estimated heat flow. The present invention relates to an intake air amount estimating device for an internal combustion engine that estimates an amount of air taken into a cylinder (in-cylinder intake air amount).
[0002]
[Prior art]
In order to set the air-fuel ratio of the air-fuel mixture burned by the internal combustion engine to a predetermined value, the amount of air taken into the cylinder of the internal combustion engine (hereinafter, referred to as “cylinder intake air amount Mc”). Needs to be determined with high accuracy. Usually, the in-cylinder intake air amount Mc is estimated from an output value of an air flow sensor provided in an intake passage of the internal combustion engine. However, in a transient operation state in which the throttle valve opening changes abruptly, the behavior of the output value of the air flow sensor does not match the behavior of the actual intake air amount. It is generally difficult to accurately determine the internal intake air amount Mc.
[0003]
Therefore, in recent years, a model that represents the behavior of air in the intake system has been constructed using an equation obtained based on physical laws such as the law of conservation of energy and the law of conservation of momentum. Various attempts have been made to accurately estimate a value corresponding to Mc. As one of such models, the present applicant has developed a model relating to a cylinder (air in a cylinder) based on the law of conservation of energy, and has studied a technique for estimating the cylinder intake air amount Mc using this model. are doing. In such a cylinder model, it is necessary to estimate the amount of heat exchanged between the cylinder and the air in the cylinder (heat flow per unit time, hereinafter simply referred to as “transferred heat flow Q”).
[0004]
Incidentally, the transfer heat flow rate Q is given by the following equation (1) which is a defining equation. Here, A is the area of the cylinder wall constituting the combustion chamber, hw is the heat transfer coefficient on the cylinder wall, Tc is the air temperature in the cylinder (air temperature in the cylinder), and Tw is the cylinder wall temperature.
[0005]
(Equation 1)
Q = A · hw · (Tc−Tw) (1)
[0006]
According to the conventional technique, the heat transfer coefficient hw of the equation (1) is given by the following equation (2). Here, d is the cylinder bore diameter, pc is the air pressure in the cylinder, C1 is a constant, and Cw is the average speed of the piston (for example, see Non-Patent Document 1).
[0007]
(Equation 2)

[0008]
[Non-patent document 1]
G. FIG. Woschni, A Universally Applicable Equation for the Instantaneous Heat Transfer Coefficient in the Internal Combination Engineering, SAE Paper pp. 693-93.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
The above equation (2) is based on the idea that the heat transfer coefficient hw depends on the flow velocity of air in the cylinder (representative velocity of air). Equation (2) is based on the idea that the flow rate of air in the cylinder is represented by the average velocity Cw of the piston because the flow of air in the cylinder changes according to the movement of the piston. That is, in the equation (2), the flow velocity of the air in the cylinder is represented by the product (C1 · Cw) of the constant C1 and the average piston speed Cw. The constant C1 is a value determined experimentally.
[0010]
However, when the lift amount of the intake valve is extremely small, the passage of the air flowing into the cylinder is extremely restricted by the intake valve. In other words, the cross-sectional area of the air passage around the intake valve formed by opening the intake valve becomes extremely small. In such a situation, the velocity of the air passing around the intake valve (hereinafter referred to as the "intake valve passage velocity") reaches the sonic speed, so that the air velocity in the cylinder depends on the intake valve passage velocity, and the piston velocity Has nothing to do with. Therefore, since the heat transfer coefficient hw obtained based on the above-mentioned conventional technology based on the equation (2) is an inaccurate value, the transfer heat flow rate Q is not accurately estimated. There is a problem that estimation cannot be performed with high accuracy. Such a problem is particularly remarkable in a variable valve lift engine capable of controlling the lift amount of the intake valve when the lift amount of the intake valve is extremely small over almost the entire opening period.
[0011]
Summary of the Invention
The transfer heat flow estimating apparatus according to the present invention has been made in order to address the above-described problem, and accurately determines the in-cylinder air flow rate using an equation of motion that holds for air in the cylinder. By estimating the transfer rate of heat transmitted from the cylinder to the air in the cylinder based on the above, the heat flow transmitted from the cylinder to the air in the cylinder is accurately estimated.
[0012]
More specifically, the transfer heat flow estimating device of the present invention is a transfer heat flow estimating device for estimating a flow amount of heat transferred from the cylinder to air taken into the cylinder of the internal combustion engine, Intake valve passage flow velocity estimating means for estimating an intake valve passage flow velocity which is a velocity at which air passing around the intake valve of the internal combustion engine and taken into the cylinder passes around the intake valve; An in-cylinder air flow rate estimating means for estimating an in-cylinder air flow rate which is an average velocity of air in the cylinder based on a motion equation established for the air in the cylinder in consideration of the determined intake valve passing flow rate; A heat transfer coefficient estimating means for estimating a transfer rate of heat transmitted from the cylinder to the air in the cylinder based on the in-cylinder air flow velocity; and And a, a transmission heat flow rate estimation means for estimating the heat flow is a quantity of heat per unit time transferred to the air.
[0013]
According to this, first, the intake valve passing flow rate, which is the speed at which air passing around the intake valve of the internal combustion engine and taken into the cylinder passes around the intake valve, is estimated and estimated. The in-cylinder air flow rate, which is the average velocity of the air in the cylinder, is estimated based on the equation of motion established for the air in the cylinder in consideration of the flow rate through the intake valve. Then, the transfer rate of heat transmitted from the cylinder to the air in the cylinder is estimated based on the estimated in-cylinder air flow velocity, and the transfer rate from the cylinder to the air in the cylinder is determined based on the estimated heat transfer rate. The transferred heat flow is estimated.
[0014]
As described above, the apparatus of the present invention estimates the in-cylinder air flow rate, which is the average velocity of air in the cylinder, based on the equation of motion established for the air in the cylinder. Since this equation of motion is an equation of motion for air in the cylinder in consideration of the flow velocity of the intake valve, it holds regardless of whether the flow velocity of the intake valve is sonic. Therefore, even when the lift amount of the intake valve is extremely small and the intake valve passage velocity reaches the sonic velocity, the in-cylinder air velocity can be accurately determined, so that the heat transfer rate (accordingly, the heat flow rate) can be accurately estimated. .
[0015]
In this case, the equation of motion is such that the mass of air in the cylinder is Mct, the air velocity in the cylinder is u, the flow rate of air passing around the intake valve and taken into the cylinder is mc, Assuming that the valve passage flow velocity is uc and the force that attenuates the flow velocity of the air due to the viscosity of the air in the cylinder is fp, Mct · (du / dt) = mc · uc−fp.
[0016]
According to this equation of motion, the force fp for attenuating the flow velocity of the air due to the viscosity of the air in the cylinder is also taken into consideration, so that the in-cylinder air flow velocity u can be obtained with higher accuracy.
[0017]
Further, according to the present invention, there is provided an intake air amount estimating device for an internal combustion engine for estimating an amount of air to be drawn into a cylinder after passing around the intake valve of the internal combustion engine, the device comprising: An intake valve passing flow rate estimating means for estimating an intake valve passing flow rate that is a speed at which air that passes through the intake valve and passes through the circumference of the intake valve; and Means for estimating the in-cylinder air flow velocity which is the average velocity of air in the cylinder based on the equation of motion established for the air in the cylinder considered; Heat transfer coefficient estimating means for estimating a transfer rate of heat transferred from the cylinder to the air in the cylinder, and a transfer from the cylinder to the air in the cylinder based on the estimated transfer rate of the heat. Unit time A transfer heat flow rate estimating means for estimating a heat flow rate (a transfer heat flow rate) which is a heat quantity of the cylinder, and a cylinder for estimating an in-cylinder intake air quantity which is an amount of air taken into the cylinder based on the estimated heat flow rate And an internal intake air amount estimating means.
[0018]
According to this, similarly to the above-described transfer heat flow rate estimation device, the in-cylinder air flow rate, which is the average velocity of the air in the cylinder, is calculated based on the equation of motion that holds for the air in the cylinder in consideration of the flow rate through the intake valve. The heat transfer rate, the heat flow rate, and the in-cylinder intake air amount are estimated in order based on the estimated air flow velocity in the cylinder. Therefore, even if the intake valve passage velocity is the sonic velocity, the in-cylinder intake air amount can be accurately estimated.
[0019]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a transfer heat flow rate estimation device (a heat transfer rate estimation device, an intake air amount estimation device) of an internal combustion engine according to the present invention will be described with reference to the drawings. This transmission heat flow rate estimation device is a part of the fuel injection amount control device. FIG. 1 shows a schematic configuration of a system in which the fuel injection amount control device is applied to a spark ignition multi-cylinder (four cylinder) internal combustion engine 10. Although FIG. 1 shows only a cross section of a specific cylinder, other cylinders have the same configuration.
[0020]
The internal combustion engine 10 includes a cylinder block 20 including a cylinder block, a cylinder block lower case, and an oil pan, a cylinder head 30 fixed on the cylinder block 20, and a gasoline mixture supplied to the cylinder block 20. It includes an intake system 40 for supplying and an exhaust system 50 for discharging exhaust gas from the cylinder block unit 20 to the outside.
[0021]
The cylinder block section 20 includes a cylinder 21, a piston 22, a connecting rod 23, and a crankshaft 24. The piston 22 reciprocates in the cylinder 21, and the reciprocating motion of the piston 22 is transmitted to the crankshaft 24 via the connecting rod 23, whereby the crankshaft 24 rotates. The heads of the cylinder 21 and the piston 22 together with the cylinder head 30 form a combustion chamber 25.
[0022]
The cylinder head 30 includes an intake port 31 communicating with the combustion chamber 25, an intake valve 32 for opening and closing the intake port 31, an intake camshaft for driving the intake valve 32, and a phase angle of the intake camshaft and the intake valve 32. Valve control device 33 that can continuously change the intake valve lift amount (maximum intake valve lift amount), the actuator 33a of the intake valve control device 33, the exhaust port 34 communicating with the combustion chamber 25, and the exhaust port 34 are opened and closed. An exhaust valve 35, an exhaust camshaft 36 for driving the exhaust valve 35, a spark plug 37, an igniter 38 including an ignition coil for generating a high voltage applied to the spark plug 37, and an injector for injecting fuel into the intake port 31 (fuel injection (Means) 39.
[0023]
The intake system 40 includes an intake pipe 41 including an intake manifold communicating with the intake port 31 and forming an intake passage together with the intake port 31, an air filter 42 provided at an end of the intake pipe 41, and an intake pipe 41. A throttle valve 43 that makes the opening cross-sectional area of the intake passage variable and a swirl control valve (hereinafter, referred to as “SCV”) 44 are provided. The throttle valve 43 is driven to rotate in the intake pipe 41 by a throttle valve actuator 43a composed of a DC motor. The SCV 44 is rotatably supported by the intake pipe 41 at a position downstream of the throttle valve 43 and upstream of the injector 39, and is driven to rotate by an SCV actuator 44a composed of a DC motor. Has become.
[0024]
The exhaust system 50 includes an exhaust manifold 51 connected to the exhaust port 34, an exhaust pipe 52 connected to the exhaust manifold 51, and a catalytic converter (three-way catalyst device) 53 interposed in the exhaust pipe 52.
[0025]
On the other hand, this system includes a hot wire air flow meter 61, an intake air temperature sensor 62, an atmospheric pressure sensor (throttle valve upstream pressure sensor) 63, a throttle position sensor 64, an SCV opening sensor 65, a cam position sensor 66, an intake valve lift amount sensor. 67, crank position sensor 68, water temperature sensor 69, air-fuel ratio sensor (O ₂ Sensor) 70 and an accelerator opening sensor 71.
[0026]
The air flow meter 61 is configured to actually measure the flow rate of the air flowing through the intake passage of the internal combustion engine 10 (the intake air flow rate) and output a signal representing the measured intake air flow rate AFM. The intake air temperature sensor 62 is actually provided in the air flow meter 61, detects the temperature of the intake air, and outputs a signal indicating the intake air temperature Ta. The atmospheric pressure sensor 63 detects the pressure upstream of the throttle valve 43 (that is, the atmospheric pressure) and outputs a signal representing the throttle valve upstream pressure Pa. The throttle position sensor 64 detects the opening of the throttle valve 43 (throttle valve opening) and outputs a signal indicating the throttle valve opening TA. The SCV opening sensor 65 detects the opening of the SCV 44 and outputs a signal representing the SCV opening θiv.
[0027]
The cam position sensor 66 generates a signal (G2 signal) having one pulse every time the intake camshaft rotates 90 ° (that is, each time the crankshaft 24 rotates 180 °). The intake valve lift sensor 67 detects the lift of the intake valve 32 and outputs a signal representing the intake valve lift L that takes a value of “0” when the intake valve 32 is fully closed. The crank position sensor (engine speed sensor) 68 outputs a signal having a narrow pulse each time the crankshaft 24 rotates by 10 ° and a signal having a wide pulse each time the crankshaft 24 rotates by 360 °. It has become. This signal indicates the engine speed Ne. The water temperature sensor 69 detects the temperature of the cooling water of the internal combustion engine 10 and outputs a signal indicating the cooling water temperature THW. O ₂ The sensor 70 outputs a signal (a value corresponding to the air-fuel ratio of the exhaust gas) corresponding to the oxygen concentration in the exhaust gas flowing into the catalytic converter 53. The accelerator opening sensor 71 outputs a signal indicating the operation amount Accp of the accelerator pedal operated by the driver.
[0028]
The electric control device 80 is a microcomputer including a CPU 81, a ROM 82, a RAM 83, a backup RAM 84, an interface 85, and the like, which are connected to each other via a bus. The ROM 82 stores a table (map), constants, and the like in advance. In the RAM 83, the CPU 81 temporarily stores data as needed. The backup RAM 84 stores data while the power is on, and holds the stored data even when the power is off. The interface 85 includes an AD converter, is connected to the sensors 61 to 71, supplies signals from the sensors 61 to 71 to the CPU 81, and according to an instruction from the CPU 81, the actuator 33 a of the intake valve control device 33, the igniter 38, A drive signal is transmitted to the injector 39, the throttle valve actuator 43a, the SCV actuator 44a, and the like.
[0029]
Next, a method of determining the fuel injection amount by the fuel injection amount control device configured as described above (a method of estimating the in-cylinder intake air amount Mc) will be described.
[0030]
(Method of determining fuel injection amount fc / estimating method of in-cylinder intake air amount)
The fuel injection amount control device must inject fuel to the cylinder in the intake stroke before the intake valve 32 of the cylinder is closed. Therefore, in the fuel injection amount control device, the intake valve closes the in-cylinder intake air amount Mc that would be drawn into the same cylinder when the intake valve 32 is closed (that is, when the intake valve is closed). The fuel injection amount (basic injection amount) fc is determined on the basis of the prediction, fc = K · Mc. Here, K is a coefficient based on the set air-fuel ratio that changes according to the operating state. Then, the fuel injection amount control device injects fuel from the injector 39 of the cylinder in the intake stroke with the fuel injection amount fc determined before the intake valve 32 of the cylinder closes.
[0031]
Hereinafter, the fuel injection amount control device will be specifically described. FIG. 2 is a functional block diagram of the fuel injection amount control device. The fuel injection amount control device calculates the in-cylinder intake air amount Mc using a simulation model including an electronic control throttle model M1, a throttle model M2, an intake pipe model M3, an intake valve model M4, a cylinder model M5, and a heat transfer model M6. presume. The intake valve model M4 also functions as intake valve passage velocity estimation means. The cylinder model M5 functions as in-cylinder pressure estimation means. The heat transfer model M6 functions as a transfer heat flow rate estimation unit (heat transfer coefficient estimation unit). The models M1 to M6 constitute intake air amount estimating means for estimating the amount of intake air taken into the cylinder 21. The calculations in the models M1 to M6 are achieved by the CPU 81 executing a program corresponding to each model every elapse of a predetermined time (program execution interval time). The solution of the differential equation described below is actually obtained by being discretized. Further, the fuel injection amount control device includes an electronic throttle valve electronic control logic A1, and controls the opening degree of the throttle valve 43 via the throttle valve actuator 43a.
[0032]
(Electronic control throttle model M1)
The electronic control throttle model M1 is a model for estimating the throttle valve opening θt at the time t a predetermined time T0 ahead of the current time based on the accelerator pedal operation amount Accp up to the current time.
[0033]
More specifically, the throttle valve electronic control logic A1 includes a table defining a relationship between the accelerator pedal operation amount Accp and the target throttle valve opening θr shown in FIG. A provisional target throttle valve opening degree θr1 is determined every time a predetermined time (for example, 2 msec) elapses based on the (current) accelerator pedal operation amount Accp. Further, the throttle valve electronic control logic A1 is determined at a value obtained by delaying the provisional target throttle valve opening θr1 by a predetermined time T (for example, 64 msec), that is, at a time point that is a predetermined time T before the current time. The provisional target throttle valve opening θr1 is determined as the final target throttle valve opening θr at the present time. Then, the throttle valve electronic control logic A1 sends a drive signal to the throttle valve actuator 43a so that the actual throttle valve opening TA becomes the current target throttle valve opening θr.
[0034]
As described above, the target throttle valve opening θr is equal to the provisional target throttle valve opening θr1 determined according to the accelerator pedal operation amount Accp at a point in time that is a predetermined time T before the current time. The target throttle valve opening θr at the time t earlier by T0 is equal to the provisional target throttle valve opening θr1 before the time (T−T0) from the current time. Further, the provisional target throttle valve opening θr1 before the time (T−T0) from the present time is equal to the throttle valve opening θt at time t, if the operation delay time of the throttle valve actuator 43a is ignored. Based on such a concept, the electronic control throttle model M1 estimates the throttle valve opening θt at a time t earlier by a predetermined time T0 from the current time. That is, the provisional target throttle valve opening θr1 before the current time (T−T0) is estimated as the throttle valve opening θt at the time t that is a predetermined time T0 from the current time. The throttle valve opening θt may be estimated in consideration of the operation delay time of the throttle valve actuator 43a.
[0035]
(Throttle model M2)
The throttle model M2 calculates the air flow rate (throttle passing air flow rate) mt passing through the throttle valve 43 by the following equation (3) obtained based on physical laws such as an energy conservation law, a momentum conservation law, a mass conservation law, and a state equation. ) And a model estimated based on the following equation (4). In the following equations (3) and (4), Ct (θt) is a flow coefficient that varies according to the throttle valve opening θt, and At (θt) is a throttle opening area that varies according to the throttle valve opening θt ( The opening area of the intake pipe 41), Pa is the upstream pressure of the throttle valve (ie, atmospheric pressure), Pm is the air pressure in the intake pipe (intake pipe pressure), Ta is the intake air temperature (atmospheric temperature), and Tm is the downstream of the throttle valve 43. The air temperature in the intake pipe, R is a gas constant, and κ is a specific heat ratio (hereinafter, κ is treated as a constant value). The throttle model M2 uses the equation (3) when the upstream pressure Pa of the throttle valve is higher than the air pressure Pm in the intake pipe, and uses the equation (3) when the upstream pressure Pa of the throttle valve is lower than the air pressure Pm in the intake pipe (4). Use expressions.
[0036]
[Equation 3]

[0037]
(Equation 4)

[0038]
In the above equations (3) and (4), θt is the estimated throttle valve opening at time t, which is a predetermined time T0 ahead of the present time estimated by the electronic control throttle model M1. The throttle model M2 calculates the flow coefficient Ct (θt) using the table shown in FIG. 4 defining the relationship between the throttle valve opening θt and the flow coefficient Ct (θt) and the estimated throttle valve opening θt. The opening area At (θt) is obtained using the table shown in FIG. 5 defining the relationship between the throttle valve opening degree θt and the opening area At (θt) and the estimated throttle valve opening degree θt.
[0039]
The throttle model M2 uses the product value Ct using the table shown in FIG. 6 defining the relationship between the throttle valve opening θt and the product value Ct (θt) · At (θt) and the estimated throttle valve opening θt. (Θt) · At (θt) may be determined at a time. The throttle model M2 includes a table MapCt (θt, Pm) defining the relationship between the throttle valve opening θt and the air pressure Pm in the intake pipe and the flow coefficient Ct (θt, Pm), and the estimated throttle valve opening θt. The flow coefficient Ct (θt, Pm) instead of the flow coefficient Ct (θt) may be obtained by using the intake pipe air pressure Pm obtained from the intake pipe model M3 described later.
[0040]
The throttle model M2 acquires the throttle valve upstream pressure Pa and the intake air temperature Ta from the atmospheric pressure sensor 63 and the intake air temperature sensor 62, respectively, and obtains the intake pipe air pressure Pm and the intake pipe air temperature Tm from the intake pipe model M3 described later. Then, using these values, the above equation (3) or (4) is calculated to estimate the throttle passing air flow rate mt at time t. The calculation of the intake pipe model M3 is performed using the throttle passing air flow rate mt which is the output of the throttle model M2, as described later. Accordingly, the intake pipe air pressure Pm and the intake pipe air temperature Tm that the throttle model M2 acquires from the intake pipe model M3 are calculated by the intake pipe model M3 at the previous calculation timing (before the current time by the program execution interval time). It is the value that was. Such a calculation method is similarly used in other models.
[0041]
Here, the process of deriving the equations (3) and (4) describing the throttle model M2 will be described. Now, the opening cross-sectional area upstream of the throttle valve 43 is Au, the air density is ρu, the flow velocity of air is vu, the opening cross-sectional area of the intake pipe 41 by the throttle valve 43 is Ad, the air density there is ρd, and the throttle valve 43 Assuming that the flow velocity of the air passing through the throttle valve is vd, the throttle-passing air flow rate mt is expressed by the following equation (5). Equation (5) can be said to be an equation describing the law of conservation of mass.
[0042]
(Equation 5)
mt = Ad · ρd · vd = Au · ρu · vu (5)
[0043]
On the other hand, assuming that the mass of the air is m, the kinetic energy is m · vu upstream of the throttle valve 43. ² / 2, where m · vd ² / 2. On the other hand, the thermal energy is m · Cp · Tu upstream of the throttle valve 43 and m · Cp · Td at a location passing through the throttle valve 43. Therefore, the following equation (6) is obtained according to the law of conservation of energy. Here, Tu is the air temperature upstream of the throttle valve, Td is the air temperature downstream of the throttle valve, and Cp is the specific heat at constant pressure.
[0044]
(Equation 6)
m-vu ² / 2 + m · Cp · Tu = m · vd ² / 2 + m · Cp · Td (6)
[0045]
By the way, the equation of state is shown by the following equation (7), the specific heat ratio κ is shown by the following equation (8), and the relationship of Meyer is shown by the following equation (9). From the equations (7) to (9), Cp · T is It is expressed as in equation (10). Here, P is the gas pressure, ρ is the gas density, T is the gas temperature, R is the gas constant, and Cv is the constant volume specific heat.
[0046]
(Equation 7)
P = ρ · RT (7)
[0047]
(Equation 8)
κ = Cp / Cv (8)
[0048]
(Equation 9)
Cp = Cv + R (9)
[0049]
(Equation 10)
Cp · T = {κ / (κ−1)} · (P / ρ) (10)
[0050]
By rewriting the equation (6) based on the above energy conservation law using the relation of the above equation (10), the following equation (11) is obtained.
[0051]
[Equation 11]
vu ² / 2 + {κ / (κ-1)}｝ (Pu / ρu) = vd ² / 2 + {κ / (κ-1)} · (Pd / ρd) (11)
[0052]
Then, considering infinity upstream of the throttle valve 43, Au = ∞ and vu = 0, so the above equation (11) based on the law of conservation of energy can be rewritten into the following equation (12).
[0053]
(Equation 12)
{Κ / (κ-1)} · (Pu / ρu) = vd ² / 2 + {κ / (κ-1)} · (Pd / ρd) (12)
[0054]
Next, the amount of exercise will be described. Assuming that the pressure applied to the section of the cross-sectional area Au is Pu, the pressure applied to the section of the cross-sectional area Ad is Pd, and the average pressure of a fixed space connecting the section of the cross-sectional area Au and the section of the cross-sectional area Ad is Pmean, The following equation (13) is obtained.
[0055]
(Equation 13)
ρd ・ vd ² ・ Ad-ρu ・ vu ² ・ Au = Pu ・ Au-Pd ・ Ad + Pmean ・ (Ad-Au) (13)
[0056]
Considering Au = ∞ and vu = 0 in the above equation (13), the following equation (14) is obtained. Therefore, the relationship between the momentum of the following equation (15) is obtained from the equation (14) and the above equation (13). (The relationship based on the law of conservation of momentum) is obtained.
[0057]
[Equation 14]
Pmean = Pu (14)
[0058]
(Equation 15)
ρd ・ vd ² = Pu-Pd (15)
[0059]
Therefore, from the above expressions (5), (12), and (15), the following expression (16) is obtained.
[0060]
(Equation 16)

[0061]
In the above equation (16), Pu is the pressure Pa upstream of the throttle valve, and Pd is the air pressure Pm in the intake pipe. Therefore, the flow coefficient is introduced as a coefficient for adapting Ct (θt), and the opening cross-sectional area Ad is obtained. By rearranging the opening area At (θt), the above equation (3) is obtained. The derivation process of the above formula (4) is the same as the derivation process of the above formula (3), and thus the description is omitted.
[0062]
(Intake pipe model M3)
The intake pipe model M3 includes the following equations (17) and (18) based on the law of conservation of mass and the law of conservation of energy, the air flow rate through the throttle mt, the air temperature through the throttle (that is, the intake air temperature) Ta, and From the air flow rate mc flowing out of the intake pipe (ie, the in-cylinder intake air flow rate that is the air flow rate sucked into the cylinder, the flow rate of the air passing around the intake valve 32), the air pressure Pm in the intake pipe and the air pressure Pm in the intake pipe This is a model for calculating the air temperature Tm. In the following equations (17) and (18), Vm is the volume of the intake pipe 41 (hereinafter, simply referred to as “intake pipe section”) from the throttle valve 43 to the intake valve 32.
[0063]
[Equation 17]
d (Pm / Tm) / dt = (R / Vm) · (mt−mc) (17)
[0064]
(Equation 18)
dPm / dt = κ · (R / Vm) · (mt · Ta−mc · Tm) (18)
[0065]
The intake pipe model M3 acquires the throttle passing air flow rate mt in the equations (17) and (18) from the throttle model M2, and acquires the in-cylinder intake air flow rate mc from an intake valve model M4 described later. Then, by performing calculations based on the equations (17) and (18), the air pressure Pm in the intake pipe and the air temperature Tm in the intake pipe at a time t earlier by a predetermined time T0 from the present time are obtained.
[0066]
Here, the process of deriving the equations (17) and (18) describing the intake pipe model M3 will be described. Now, assuming that the total amount of air in the intake pipe portion is M, the temporal change of the total air amount M is the air flow mt passing through the throttle corresponding to the amount of air flowing into the intake pipe portion and the air amount flowing out of the intake pipe portion. Is obtained, the following equation (19) based on the law of conservation of mass is obtained.
[0067]
[Equation 19]
dM / dt = mt-mc (19)
[0068]
Since the state equation is the following equation (20), the above equation (17) based on the law of conservation of mass is obtained by eliminating the total air amount M from the above equation (19) and the following equation (20). .
[0069]
(Equation 20)
Pm · Vm = M · R · Tm (20)
[0070]
Next, the energy conservation law for the intake pipe will be discussed. In this case, it is considered that the volume Vm of the intake pipe portion does not change, and most of the energy contributes to the temperature rise (kinetic energy can be ignored). Therefore, the temporal change of the energy M · Cv · Tm of the air in the intake pipe is determined by the energy Cp · mt · Ta of the air flowing into the intake pipe and the energy Cp · mc of the air flowing out of the intake pipe. Since it is equal to the difference from Tm, the following equation (21) is obtained.
[0071]
(Equation 21)
d (M · Cv · Tm) / dt = Cp · mt · Ta−Cp · mc · Tm (21)
[0072]
By transforming this equation (21) using the above equation (8) (κ = Cp / Cv) and the above equation (20) (Pm · Vm = M · R · Tm), the above (18) is obtained. An expression is obtained.
[0073]
(Intake valve model M4)
In the intake valve model M4, an air flow rate (ie, in-cylinder intake air flow rate) mc passing around the intake valve 32 is obtained based on an energy conservation law, a momentum conservation law, a mass conservation law, a state equation, and the like. This is a model estimated according to the following equations (22) and (23). The process of deriving the equations (22) and (23) is the same as in the case of the throttle model M2. In the equations (22) and (23), Cv (L) is a flow coefficient that varies according to the lift amount L of the intake valve 32, and Av (L) is a periphery of the intake valve 32 that varies according to the lift amount L. Is the area of the opening formed in the cylinder 21 and Pc is the in-cylinder pressure (the pressure Pc in the cylinder 21). The intake valve model M4 uses equation (22) when the intake pipe air pressure Pm is a forward flow larger than the cylinder pressure Pc, and uses equation (23) when the intake pipe air pressure Pm is a reverse flow smaller than the cylinder pressure Pc. Use
[0074]
(Equation 22)

[0075]
[Equation 23]

[0076]
The intake valve model M4 estimates an intake valve lift amount L (t) at a time t earlier by a predetermined time T0 from the current time. This estimation may be made based on the current lift amount L detected by the intake valve lift amount sensor 67 and the engine rotation speed Ne, and may be performed according to an operating state including the current crank angle and the engine rotation speed Ne. This may be performed based on a preset lift amount map. The intake valve model M4 includes a table shown in FIG. 7 that defines the relationship between the intake valve lift amount L and the product value Cv (L) · Av (L), and the estimated intake valve lift amount L (t). Then, the product values Cv (L) and Av (L) used in the above equations (22) and (23) are obtained.
[0077]
In addition, the intake valve model M4 acquires the intake pipe air pressure Pm and the intake pipe air temperature Tm from the intake pipe model M3, and acquires the in-cylinder pressure Pc and the in-cylinder air temperature Tc from a cylinder model M5 described later. The in-cylinder intake air flow rate mc at time t is estimated by calculating the above equation (22) or the above equation (23) using these variables. Furthermore, the intake valve model M4 is used when the air that flows into the cylinder 21 through the space formed by opening the intake valve 32 (that is, around the intake valve 32) passes through the periphery of the intake valve 32. (Hereinafter simply referred to as “intake valve passage velocity”) uc is determined based on the expression (37) described later.
[0078]
(Cylinder model M5)
The cylinder model M5 is a model for obtaining the in-cylinder pressure Pc and the in-cylinder air temperature Tc according to the following equation (24) based on the energy conservation law for the air in the cylinder 21. As shown in FIG. 8, Vc in the following equation (24) is the volume of the cylinder 21 (combustion chamber 25), Tm is the air temperature in the intake pipe equal to the temperature Ti of the air sucked into the cylinder 21, and mc is the cylinder 21 The air flow rate Q flowing out of the intake pipe portion, which is equal to the air flow rate (flow rate of air passing around the intake valve 23) mi, is transmitted to the air in the cylinder 21 from the cylinder 21 (cylinder wall surface). Per unit time (transfer heat flow, heat flow).
[0079]
(Equation 24)

[0080]
The in-cylinder intake air flow rate mc at the time t in the above equation (24) is given by the intake valve model M4, and the intake pipe air temperature Tm at the same time t is given by the intake pipe model M3. Further, the cylinder volume Vc at the time t can be known based on the crank angle. The transfer heat flow rate Q is obtained by a heat transfer model M6 described later. Therefore, the in-cylinder pressure Pc at the time t is obtained based on the equation (24).
[0081]
Here, the derivation process of the above equation (24) will be described. First, if E is the energy in the cylinder, h is the enthalpy, and W is the work on the piston, the following equation (25) can be obtained for the cylinder 21 according to the law of conservation of energy.
[0082]
(Equation 25)
dE / dt = mc · h−dW / dt + Q (25)
[0083]
Now, assuming that the internal energy is U, the following equation (26) holds, and the state equation is as shown in the following equation (27). Also, from the above equation (8) (κ = Cp / Cv), which is the equation for the specific heat ratio κ, and the above equation (9) (Cp = Cv + R), which is the Mayer's relation, the following equation (28) and the following ( Equation 29) is established. Note that Mcy is the amount of air in the cylinder 21.
[0084]
(Equation 26)
U = Cv · Tc (26)
[0085]
[Equation 27]
Mcy · Tc = Pc · Vc / R (27)
[0086]
[Equation 28]
Cv = R / (κ-1) (28)
[0087]
(Equation 29)
Cp = κ · R / (κ−1) (29)
[0088]
From the expressions (26) to (28), the following expression (30) holds for the left side dE / dt of the expression (25).
[0089]
[Equation 30]

[0090]
On the other hand, for the first term mc · h on the right side of the equation (25), the following equation (32) is established from the definition of the enthalpy of the following equation (31) and the above equation (29).
[0091]
[Equation 31]
h = Cp · Tm (31)
[0092]
(Equation 32)
mc · h = mc · Cp · Tm = mc · {κ · R / (κ−1)} · Tm (32)
[0093]
Further, since the work W is expressed by the following equation (33), the following equation (34) is satisfied for the second term dW / dt on the right side of the above equation (25).
[0094]
[Equation 33]
dW = Pc · dVc (33)
[0095]
(Equation 34)
dW / dt = Pc · dVc / dt (34)
[0096]
By rewriting and rearranging the expression (25) in the expressions (30), (32), and (34), the above expression (24) is obtained.
[0097]
The cylinder model M5 calculates the in-cylinder air temperature Tc according to the following equation (35), which is a state equation. Mc1 in the equation (35) is obtained by time-integrating the in-cylinder intake air flow rate mc in the equation (22) or (23) from when the intake valve 32 opens to when the in-cylinder air temperature Tc is obtained.
[0098]
(Equation 35)
Tc = (Pc · Vc) / (Mc1 · R) (35)
[0099]
According to the above principle, the in-cylinder pressure Pc and the in-cylinder air temperature Tc are obtained from the above-described equations (24) and (35) of the cylinder model M5.
[0100]
The fuel injection amount control device obtains the in-cylinder intake air flow rate mc obtained based on the expression (22) or (23) from the time to when the intake valve 23 opens by the above series of calculations. By performing time integration until time tf at which the valve 32 closes, the in-cylinder intake air amount Mc drawn into the cylinder 21 in one intake stroke is estimated, and the fuel injection amount fc is determined based on this value Mc.
[0101]
(Heat transfer model M6)
The heat transfer model M6 is a model for obtaining the in-cylinder air flow velocity u, obtaining the heat transfer coefficient hw based on the in-cylinder air flow rate u, and obtaining the transfer heat flow rate Q using the heat transfer coefficient hw.
[0102]
Specifically, first, the heat transfer model M6 determines the in-cylinder air flow velocity u based on the following equation (36). Mct is the mass of air existing in the cylinder 21 (combustion chamber 25) when obtaining the in-cylinder air flow rate u, and is around the intake valve 32 after the intake valve 32 is opened until the in-cylinder air flow rate u is obtained. Is obtained by time-integrating the air flow rate (in-cylinder intake air flow rate) mc passing through the air. The cylinder intake air flow rate mc uses a value calculated by the intake valve model M4. uc is the above-mentioned intake valve passage flow velocity uc, and uses a value obtained by the intake valve model M4 based on the expression (37) described later.
[0103]
[Equation 36]

[0104]
Equation (36) is the equation of motion for air in the cylinder. In general, according to Newtonian mechanics, the force F (= mass · acceleration = Mct · du / dt) is equal to the time rate of change of the momentum P (ΔP / Δt). On the other hand, if air having a mass m flows into the cylinder 21 during the time Δt, the momentum of the air in the cylinder 21 changes by (m · uc) during the same time Δt. Therefore, the time rate of change of the momentum P of the air in the cylinder 21 is (m · uc) / Δt = (m / Δt) · uc = mc · uc. From the above, unless the force fp for attenuating the in-cylinder air flow velocity due to the viscosity of the air in the cylinder 21 is considered, Mct · du / dt = mc · uc holds.
[0105]
Next, a force fp for attenuating the in-cylinder air flow velocity due to the viscosity of air in the cylinder 21 will be considered. Such forces are generally a function of ρ and v as the fluid of density ρ passes through the flow path at flow velocity v. Therefore, in equation (36), this force fp is ρcu ² (Ρc is the air density in the cylinder 21), and fp = α · ρcu ² far. The coefficient α is an adaptation constant for considering the surface area of the cylinder and the like. The air density ρc is obtained from the in-cylinder pressure Pc, the cylinder volume Vct, and the gas state equation at the time of obtaining the in-cylinder air flow velocity u. The above is the basis of the expression (36). Equation (36) can be said to be an equation based on the conservation of momentum of the air sucked into the cylinder 21.
[0106]
In a practical calculation, the heat transfer model M6 obtains the in-cylinder air flow velocity u by discretizing the equation (36) (numerically, not analytically). That is, if Δt is a minute time indicating a calculation time interval (program execution interval time), du / dt on the left side is set to {u (t0 + Δt) −u (t0)} / Δt, and the in-cylinder air flow rate u on the right side The value at time t0 (the value obtained in the previous calculation) is used as the other values including, and a new in-cylinder air flow velocity u (t0 + Δt) is obtained. Next, a method of obtaining the intake valve passage flow velocity uc will be described. The intake valve passage velocity uc is obtained by the following equation (37).
[0107]
(37)

[0108]
The above equation (37) is obtained based on the following equations (38) and (39). ρm is the air density in the intake pipe around the intake valve 32 and is treated as being equal to the air density ρd of the portion passing through the throttle valve 43 described above. Equation (38) is an equation in which the concept based on the energy conservation law similar to the above equation (12) is applied to a portion where air passes around the intake valve 32. The expression (39) is an expression in which the concept based on the law of conservation of momentum similar to the expression (15) is applied to a portion where air passes around the intake valve 32.
[0109]
[Equation 38]
{Κ / (κ-1)}｝ (Pm / ρm) = uc ² / 2 + {κ / (κ-1)} · (Pc / ρc) (38)
[0110]
[Equation 39]
ρc ・ uc ² = Pm-Pc (39)
[0111]
The details of the modification of the expression (37) from the expression (38) and the expression (39) are omitted, but will be briefly described below. First, the equation (38) is transformed into an equation using only (Pc / ρc) on the left side, and the equation (39) is transformed into an equation using only ρc on the left side. Next, an equation obtained by multiplying the left side and the right side of these equations by each other is obtained, and this equation is solved for uc, whereby equation (37) can be obtained. From the above, each parameter for calculating the expression (36) is obtained, and the in-cylinder air flow velocity u is obtained from the expression (36).
[0112]
Next, the heat transfer model M6 calculates the heat transfer coefficient hw based on the following equation (40) (experimental equation), and calculates the transferred heat flow rate Q based on the following definition equation (41). The cylinder wall temperature Tw in the equation (41) is obtained by storing the relationship between the cooling water temperature THW and the cylinder wall temperature Tw in advance as a map (table) and using the water temperature THW detected by the water temperature sensor 69 and this map. A is the wall area of the cylinder forming the combustion chamber, and is a value that changes with time (the position of the cylinder). C2 is a predetermined constant. As described above, this transfer heat flow rate Q is used by the cylinder model M5 to determine the in-cylinder pressure Pc.
[0113]
(Equation 40)

[0114]
(Equation 41)
Q = A · hw · (Tc−Tw) (41)
[0115]
As described above, the heat transfer model M6 is a motion equation established for the air in the cylinder 21 and takes into consideration the intake valve passage flow rate uc (momentum mc · uc of the air sucked into the cylinder). The in-cylinder air flow velocity u is obtained by equation (36), which is the equation of motion that holds, and the heat transfer coefficient hw and the transferred heat flow rate Q are calculated based on the in-cylinder air flow velocity u. Equation (36) holds true regardless of whether the intake valve passage flow velocity uc is a sonic velocity. Therefore, the in-cylinder air flow rate u can be accurately determined for a wide range of operating conditions (therefore, the heat transfer coefficient hw, the transferred heat flow rate Q, the in-cylinder pressure Pc, the in-cylinder intake air flow rate mc, and the in-cylinder intake air amount Mc). And the like are accurately obtained), so that the air-fuel ratio of the engine can be accurately controlled to a desired value.
[0116]
Next, a description will be given of a result of comparison between each estimated value according to the related art and each estimated value according to the apparatus of the above embodiment of the present invention (hereinafter, referred to as “model of the present invention”).
[0117]
FIG. 9 shows the lift amount with respect to the crank angle at the same engine rotation speed in the variable valve lift engine. The curves L1 and L2 represent the lift amounts in the standard lift state and the small lift state, respectively. FIG. 10 shows the intake valve passage flow rate uc with respect to the crank angle at the same engine rotation speed in the variable valve lift engine. Curves L3 and L4 represent the intake valve passage flow rate uc in the standard lift state and the small lift state, respectively. As can be understood from these figures, the lift amount is extremely small in the small lift state, so that the intake valve passage flow velocity uc becomes extremely large so as to reach the sonic speed.
[0118]
FIG. 11 shows the heat transfer coefficient hw with respect to the crank angle in the small lift state. Curves L5 and L6 show the heat transfer coefficient and the actual heat transfer coefficient (the heat transfer coefficient based on the three-dimensional heat-fluid simulation result) estimated by the above-described conventional technique, respectively. As described above, in the related art, the estimated heat transfer coefficient hw largely deviates from the actual value. This is due to an estimation error of the in-cylinder air flow velocity u.
[0119]
FIG. 12 shows an estimated value of the in-cylinder air flow rate u with respect to the crank angle in the variable valve lift engine by the model of the present invention. The curves L7 and L8 represent the in-cylinder air flow rate u in the standard lift state and the small lift state at the same engine rotation speed, respectively. FIG. 13 shows the estimated value of the heat transfer coefficient hw with respect to the crank angle in the variable valve lift engine by the model of the present invention. Curves L9 and L10 represent the heat transfer coefficient hw in the standard lift state and the small lift state at the same rotational speed as in FIG. 12, respectively.
[0120]
As can be understood from FIG. 12, according to the model of the present invention, even at the same rotational speed (ie, the same piston speed), the in-cylinder air flow velocity u is determined to take a value that differs greatly depending on the lift state. . As a result, as shown in FIG. 13, even at the same rotational speed, the heat transfer coefficient hw is determined so as to take a greatly different value depending on the lift state.
[0121]
FIG. 14 shows an estimated value of the heat transfer coefficient hw with respect to the crank angle in the small lift state. The curves L11 and L12 represent the heat transfer coefficient hw estimated from the model of the present invention and the heat transfer coefficient hw estimated by the conventional technique, respectively. Comparing the curves L11 and L12 in FIG. 14 with the curve L6 (actual value of the heat transfer coefficient hw) in FIG. 11, the heat transfer coefficient according to the model of the present invention is higher than the heat transfer coefficient according to the prior art. It is understood that the value is very close to the rate.
[0122]
As described above, according to the transfer heat flow rate estimation device of the present invention, the in-cylinder air flow velocity u can be obtained with high accuracy regardless of the engine operation state such as the lift amount and the engine rotation speed. Since the heat transfer coefficient hw, the transfer heat flow rate Q, the in-cylinder pressure Pc, the in-cylinder intake air flow rate mc, and the in-cylinder intake air amount Mc, which are determined based on the air flow velocity u, can be accurately determined, It is possible to control to a desired value with high accuracy.
[0123]
Note that the present invention is not limited to the above embodiment, and various modifications can be adopted within the scope of the present invention. For example, when the intake valve passage flow velocity uc obtained based on the equation (37) is larger than the product (C1 · Cw) of the piston average velocity Cw and the C1 described in the above equation (2), the above ( The heat transfer coefficient hw is obtained by applying the in-cylinder air flow velocity u obtained based on the equation (36) to the above equation (40), and in other cases, the heat transfer coefficient hw is obtained based on the above equation (2). May be configured.
[0124]
In the above equation (36), the force fp for attenuating the in-cylinder air flow rate is expressed by a quadratic equation of the in-cylinder air flow rate u (fp = α · ρcu · u). ² ), The following equation (42), which is expressed by a linear equation (fp = α · Mc · u), may be used instead of the above equation (36). Β in the equation (42) is a fitting constant. Further, the following equation (43), which generally represents the above equation (36), may be used instead of the above equation (36). Α in equation (43) ₁ , Α ₂ …, Α _n , Α _{n + 1} Is a fitting constant.
[0125]
(Equation 42)

[0126]
[Equation 43]

[0127]
Further, since the heat transfer coefficient hw is generally a function of the air density ρc in the cylinder 21 and the in-cylinder air flow velocity u, the heat transfer coefficient hw may be obtained by the following equation (44) instead of the above equation (40). In this case, k1, b ₀ , B ₁ …, B _n-1 , B _n Is a fitting constant.
[0128]
[Equation 44]
hw = ρc ^k1 (B ₀ + B ₁ u ⁿ + B ₂ u ^n-1 + ... + b _n u) ... (44)
[0129]
Further, the device according to the present invention of the above embodiment is a transmission heat flow rate estimation device for estimating a flow rate of heat transmitted from the cylinder to air taken into the cylinder of the internal combustion engine, wherein the intake valve of the internal combustion engine is Estimate the intake valve passing flow velocity, which is the speed at which air that passes through the periphery of the intake valve and passes through the periphery of the intake valve, and passes through the periphery of the intake valve into the cylinder. The in-cylinder intake air flow rate, which is the flow rate of the intake air, is estimated, and based on the estimated intake valve passage flow velocity and the estimated in-cylinder intake air flow rate (based on the product thereof), the in-cylinder intake air flow rate is determined. Momentum estimating means for estimating the momentum of the air taken into the cylinder, and a motion equation established for the air in the cylinder in consideration of the estimated momentum (a cylinder established in consideration of the momentum of the air flowing into the cylinder). A cylinder air flow rate estimating means for estimating an in-cylinder air flow rate that is an average velocity of air in the cylinder based on the equation of motion for air in the cylinder), and from the cylinder based on the estimated in-cylinder air flow rate. Heat transfer coefficient estimating means for estimating a transfer rate of heat transferred to the air in the cylinder, and a heat transfer rate per unit time transferred from the cylinder to the air in the cylinder based on the estimated heat transfer rate. It can also be said that the device is a transfer heat flow estimating device including a transfer heat flow estimating means for estimating a heat flow which is a heat amount.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a system in which a fuel injection amount control device including a transfer heat amount estimation device according to the present invention is applied to a spark ignition type multi-cylinder internal combustion engine.
FIG. 2 is a functional block diagram showing a connection relationship of various models adopted by the electric control device shown in FIG. 1 for estimating an in-cylinder intake air amount and the like.
FIG. 3 is a diagram showing a table defining a relationship between an accelerator pedal operation amount and a target throttle valve opening referred to by a CPU shown in FIG. 1;
FIG. 4 is a diagram showing a table defining a relationship between a throttle valve opening and a flow coefficient.
FIG. 5 is a diagram showing a table defining a relationship between a throttle valve opening and an opening area.
FIG. 6 is a view showing a table defining a relationship between a throttle valve opening degree and a product value of a flow coefficient and an opening area;
FIG. 7 is a view showing a table defining a relationship between an intake valve lift amount and a product value of a flow coefficient and an opening area;
FIG. 8 is a diagram conceptually showing a cylinder and its vicinity for explaining variables used in a cylinder model and a heat transfer model.
FIG. 9 is a graph showing a lift amount of an intake valve with respect to a crank angle in a standard lift state and a small lift state in a variable valve lift engine.
FIG. 10 is a graph showing an estimated value of an intake valve passage flow velocity with respect to a crank angle in a standard lift state and a small lift state in a variable valve lift engine by a model of the present invention.
FIG. 11 is a graph showing a heat transfer coefficient estimated according to the prior art and an actual heat transfer coefficient with respect to a crank angle when the variable valve lift engine is in a small lift state.
FIG. 12 is a graph showing an estimated value of an in-cylinder air flow rate with respect to a crank angle in a standard lift state and a small lift state in a variable valve lift engine by a model of the present invention.
FIG. 13 is a graph showing an estimated value of a heat transfer coefficient with respect to a crank angle in a standard lift state and a small lift state in a variable valve lift engine by a model of the present invention.
FIG. 14 is a graph showing the heat transfer coefficient as a function of the crank angle estimated by the model of the present invention and the prior art when the variable valve lift engine is in the small lift state.
[Explanation of symbols]
Reference Signs List 10: internal combustion engine, 21: cylinder, 25: combustion chamber, 32: intake valve, 33: intake valve control device, 39: injector, 69: water temperature sensor, 80: electric control device, 81: CPU.

Claims (3)

A transmission heat flow estimation device that estimates a flow rate of heat transmitted from the cylinder to air drawn into a cylinder of the internal combustion engine,
Intake valve passing flow rate estimating means for estimating an intake valve passing flow rate that is a speed at which air passing around the intake valve of the internal combustion engine passes through the intake valve into the cylinder;
An in-cylinder air flow rate estimating means for estimating an in-cylinder air flow rate that is an average velocity of air in the cylinder based on an equation of motion established for the air in the cylinder in consideration of the estimated intake valve passage flow velocity,
Heat transfer coefficient estimating means for estimating a transfer rate of heat transferred from the cylinder to the air in the cylinder based on the estimated in-cylinder air flow velocity,
A transfer heat flow estimating means for estimating a heat flow which is a heat amount per unit time transmitted from the cylinder to the air in the cylinder based on the estimated heat transfer rate,
A transfer heat flow estimation device comprising: The transmission heat flow rate estimation device according to claim 1,
The equation of motion is as follows: Mct is the mass of air in the cylinder, u is the air velocity in the cylinder, mc is the flow rate of air that passes around the intake valve and is taken into the cylinder, Where uc is a force and a force for attenuating the flow velocity of the air due to the viscosity of the air in the cylinder is fp, and Mct · (du / dt) = mc · uc−fp. An intake air amount estimating device for an internal combustion engine for estimating an amount of air to be drawn into a cylinder passing around an intake valve of the internal combustion engine,
Intake valve passing flow rate estimating means for estimating an intake valve passing flow rate that is a speed at which air passing around the intake valve of the internal combustion engine passes through the intake valve into the cylinder;
An in-cylinder air flow rate estimating means for estimating an in-cylinder air flow rate that is an average velocity of air in the cylinder based on an equation of motion established for the air in the cylinder in consideration of the estimated intake valve passage flow velocity,
Heat transfer coefficient estimating means for estimating a transfer rate of heat transferred from the cylinder to air in the cylinder based on the estimated in-cylinder air flow velocity,
A transfer heat flow estimating means for estimating a heat flow which is a heat amount per unit time transmitted from the cylinder to the air in the cylinder based on the estimated heat transfer rate,
In-cylinder intake air amount estimating means for estimating an in-cylinder intake air amount which is an amount of air taken into the cylinder based on the estimated heat flow rate,
An intake air amount estimating device provided with:

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