JP2005054611A - Control device of internal combustion engine - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a control device of an internal combustion engine with less estimated error of cylinder intake gas amount due to the adhesion of deposit to an intake valve. <P>SOLUTION: This control device comprises the intake valve 6 with a variable lift amount, a main gas amount estimating means estimating the cylinder intake gas amount based on the instructed value of the lift amount into the intake valve, a detection device 10 detecting an intake pipe passing air flow, and a sub gas amount calculation means calculating an actual cylinder intake gas amount based on the intake pipe passing air flow detected by the detection device. In a specified period, a difference or a ratio between the cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimating means and the actual cylinder intake gas amount calculated by the sub gas amount calculation means is calculated and the cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimating means is corrected based on the difference or the ratio calculated above. Then, the internal combustion engine is controlled based on the corrected cylinder intake gas amount. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

第２の発明によれば、リフト量指示値に応じて異なる補正関数の値が、メインガス量推定手段によって推定された筒内吸入ガス量に乗算されて補正筒内吸入ガス量とされ、よって全てのリフト量範囲において補正筒内吸入ガス量を実際の筒内吸入ガス量に近い値とすることができる。
【００１１】
第３の発明によれば、上記課題を解決するために、リフト量可変な吸気弁と、該吸気弁へのリフト量指示値に基づいて筒内吸入ガス量を推定するメインガス量推定手段とを具備し、上記メインガス量推定手段によって推定された筒内吸入ガス量に基づいて内燃機関を制御する内燃機関の制御装置において、吸気管通過空気流量を検出する検出装置と、該検出装置によって検出された吸気管通過空気流量に基づいて実際の筒内吸入ガス量を算出するサブガス量算出手段とをさらに具備し、所定期間中に上記メインガス量推定手段によって推定された筒内吸入ガス量と上記サブガス量算出手段によって算出された筒内吸入ガス量との差または比を算出し、次回以降においては、該算出された差または比に基づいてリフト量指示値を補正した補正リフト量指示値に基づいて吸気弁をリフトさせると共に、上記メインガス量推定手段は補正前のリフト量指示値に基づいて筒内吸入ガス量を推定する。
第３の発明によれば、第一の発明と同様な理由で、リフト量可変な吸気弁を用いても筒内吸入ガス量を推定することができる。さらに、リフト量指示値を、サブガス量算出手段によって吸気管通過空気量の検出装置から算出された実際の筒内吸入ガス量を利用して補正したものが補正リフト量指示値とされ、このリフト量指示値に基づいて吸気弁がリフトされる。補正リフト量指示値に基づいて吸気弁をリフトすると、有効リフト量（デポジットの付着等の影響が除去された、すなわち実際の筒内吸入ガス量に影響を及ぼすリフト量）が補正前のＥＣＵによって決定されたリフト量指示値とほぼ同一になる。したがって、実際の筒内吸入ガス量は、補正前のリフト量指示値に基づいてメインガス量推定手段によって推定される筒内吸入ガス量とほぼ同一となる。第３の発明では、筒内吸入ガス量を補正前のリフト量指示値に基づいてメインガス量推定手段によって推定しているため、推定された筒内吸入ガス量と実際の筒内吸入ガス量とがほぼ同一となる。
【００１２】
第４の発明によれば、第１〜第３のいずれか一つの発明において、上記所定期間とは、吸気弁開弁中に吸気弁通過ガス流速がほぼ音速となるような期間である。
吸気弁開弁中に吸気弁通過ガス流速がほぼ音速になると、筒内吸入ガス量は吸気弁のリフト量に大きく依存する。したがって、吸気弁のリフト量の差異が筒内吸入ガス量に大きく反映される。第４の発明によれば、吸気弁開弁中に吸気弁通過ガス流速がほぼ音速になるような期間に推定された筒内吸入ガス量と実際の筒内吸入ガス量との差または比が算出されるため、算出された差または比は吸気弁のリフト量における誤差を正確に算出することができる。
【００１３】
【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。
【００１４】
図１に示したように、本発明の第一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。
【００１５】
各気筒の吸気ポート７は下流側吸気管１３を介してサージタンク１４に連結され、サージタンク１４は上流側吸気管１５を介してエアクリーナ１６に連結される。上流側吸気管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。また、スロットル弁１８上流の上流側吸気管１５には、上流側吸気管１５を通過する空気（吸気）の流量を検出するためのエアフロメータ１９が配置される。一方、各気筒の排気ポート９は排気管２０に連結され、この排気管２０は排気浄化装置２１に連結される。
【００１６】
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。下流側吸気管１３には、吸気管内の吸気ガス（新気）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。
【００１７】
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開度センサ４１と、内燃機関の周囲の大気の温度、または上流側吸気管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度センサ４２と、内燃機関の周囲の大気の圧力、または上流側吸気管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４３とが設けられ、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４４にはアクセルペダル４４の踏込み量に比例した出力電圧を発生する負荷センサ４５が接続され、負荷センサ４５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４６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４６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、およびステップモータ１７に接続される。
【００１８】
次に、図２〜図５を参照して吸気弁６および排気弁８の動弁機構について説明する。図２に示したように、吸気弁６は、後述するリフト量変更機構５１とロッカーアーム５２とを介して吸気カム５３によってリフトされ、排気弁８はロッカーアーム５４を介して排気カム５５によってリフトされる。吸気カム５３は吸気カムシャフト５６に取付けられ、一方、排気カム５５は排気カムシャフト５７に取付けられる。なお、本実施形態では、リフト量変更機構５１が吸気弁６側のみに設けられているが、排気弁８側に設けられてもよいし、吸気弁６側および排気弁８側の両方に設けられてもよい。
【００１９】
図３および図４を参照して、本発明の可変動弁機構の一つであるリフト量変更機構５１について説明する。リフト量変更機構５１は、吸気弁６の開閉弁特性の一つであるリフト量および作用角を変更させることができる。なお、図３はリフト量変更機構５１の斜視図を示し、図４は可変動弁機構の制御装置の図である。また、リフト量変更機構５１は特開２００１−２６３０１５号公報に記載された仲介駆動機構と同様な機構を有し、以下では簡単に説明する。図３に示したリフト量変更機構５１は内燃機関の一つの気筒に対応する。リフト量変更機構５１は円筒形の入力部６１と、この入力部６１の軸線方向において入力部６１の一方の側に配置される円筒形の第一揺動カム６２と、入力部６１の軸線方向において入力部６１の上記一方の側とは反対側に配置される円筒形の第二揺動カム６３とを具備する。これら入力部６１、揺動カム６２、６３はその軸線を中心として軸線方向に延びる円筒状の貫通孔を有し、この貫通孔を支持パイプ６４が貫通する。入力部６１、揺動カム６２、６３はそれぞれ支持パイプ６４によって支持され、且つそれぞれ支持パイプ６４を中心に回動することができる。支持パイプ６４はシリンダブロック４に固定される。また、支持パイプ６４はその軸線を中心として軸線方向に延びる円筒状の貫通孔を有し、この貫通孔を制御シャフト６５が貫通する。制御シャフト６５は支持パイプ６４の貫通孔内で、支持パイプ６４の軸線方向に摺動可能である。
【００２０】
入力部６１の外周面からは入力部６１の径方向に向かってアーム６１ａ、６１ｂが延び、これらアーム６１ａ、６１ｂの先端の間にローラ６１ｃが配置される。ローラ６１ｃは、図２に示したように吸気カム５３のカム面５３ａに当接し、これにより入力部６１はカム面５３ａの形状に応じて支持パイプ６４周りで回動する。一方、揺動カム６２、６３の外周面からは揺動カム６２、６３の径方向に向かってノーズ６２ａ、６３ａが延び、これらノーズ６２ａ、６３ａはロッカーアーム５２に当接可能である。
【００２１】
さらに、入力部６１および揺動カム６２、６３と制御シャフト６５との間には制御機構（図示せず）が収容されている。この制御機構は、制御シャフト６５を支持パイプ６４に対して相対的に移動させると、入力部６１と揺動カム６２、６３とを互いに反対方向に回動させる。特に、本実施形態では、制御シャフト６５を支持パイプ６４に対して方向Ｄ_１に移動させると、入力部６１のローラ６１ｃと揺動カム６２、６３のノーズ６２ａ、６３ａとの間の相対角度が大きくなるように入力部６１と揺動カム６２、６３とが回動し、制御シャフト６５を支持パイプ６４に対して上記方向Ｄ_１とは反対向きの方向Ｄ_２に移動させると、入力部６１のローラ６１ｃと揺動カム６２、６３のノーズ６２ａ、６３ａとの間の相対角度が小さくなるように入力部６１と揺動カム６２、６３とが回動する。ローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの相対角度が大きくなると、ローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの間隔が長くなり、逆にローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの相対角度が小さくなるとローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの間隔が短くなる。
【００２２】
一方、図２からわかるように、吸気弁６が吸気カム５３によってリフトされる量はローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの間隔によって変わる。すなわち、ローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの間隔が長くなると、ローラ６１ｃが吸気カム５３のカム山部５３ｂと当接するときに、ノーズ６２ａ、６３ａが吸気弁６をリフトする期間が長くなると共にリフトする量が多くなる。逆に、ローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの間隔が短くなると、ローラ６１ｃが吸気カム５３のカム山部５３ｂと当接するときに、ノーズ６２ａ、６３ａが吸気弁６をリフトする期間が短くなると共にリフトする量も少なくなる。すなわち、ローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの間隔が長くなると、吸気弁６のリフト量が大きくなると同時に吸気弁６の作用角も大きくなり、一方、ローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの間隔が短くなると、吸気弁６のリフト量が小さくなると同時に吸気弁６の作用角も小さくなる。
【００２３】
したがって、リフト量変更機構５１では、制御シャフト６５を第一方向Ｄ_１に移動させると、吸気弁６のリフト量が大きくなり、制御シャフト６５を第二方向Ｄ_２に移動させると吸気弁６のリフト量が小さくなる。
【００２４】
また、図４に示したように、制御シャフト６５の一方の端部には電動アクチュエータ６６が連結されている。この電動アクチュエータ６６はＥＣＵ３１に接続されている。制御シャフト６５の他方の端部近傍には、制御シャフト６５の軸線方向の位置を検出するための位置センサ６７が配置される。この位置センサ６７により制御シャフト６５の位置および制御シャフト６５の移動速度を検出することができる。
【００２５】
電動アクチュエータ６６はＥＣＵ３１からの制御パルス信号を入力し、この制御パルス信号に応じてバッテリ６８への接続がオンとオフの間で切り替えられ、これに応じて制御シャフト６５を移動させる。例えば、ＥＣＵ３１からの制御パルス信号がオンになると、電動アクチュエータ６６にバッテリ６８から電力が供給され、電動アクチュエータ６６は制御シャフト６５を図２の方向Ｄ_２に移動させ、ローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの間隔を短くさせる。また、ＥＣＵ３１からの制御パルス信号がオフになると、電動アクチュエータ６６へのバッテリ６８からの電力の供給が遮断され、電動アクチュエータ６６は制御シャフト６５を図２の方向Ｄ_１に移動させ、ローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの間隔を長くさせる。ＥＣＵ３１は、上記制御パルス信号のオン・オフデューティ比（信号がオンになっている時間とオフになっている時間との合計に占める信号オン時間の割合。以下、デューティ比と称す）を変化させることによりローラ６１ｃとノーズ６２ａ、６３ａとの間隔を変化させる。
【００２６】
また、本発明の動弁機構は上述したリフト量変更機構のみならず、位相角変更機構をも具備する。位相角変更機構は、吸気弁６側および排気弁８側の両方に取付けられてもよいし、これらのうちのいずれか一方に取付けられてもよい。以下、図５を参照して本発明の可変動弁機構の一つである位相角変更機構について説明する。図中、７１は位相角変更機構、７２はオイルコンロールバルブ（油圧アクチュエータ。以下、ＯＣＶと称す）、７３は作動油ポンプである。
【００２７】
位相角変更機構７１は、いわゆるベーン式位相角変更機構であり、内燃機関のクランク軸（図示せず）からベルトにより回転駆動されるタイミングプーリ７５と、そのタイミングプーリ７５と一体になって回転駆動されるハウジング７６と、このハウジング７６内に回動可能に配置され、ハウジング７６内に進角油圧室７７と遅角油圧室７８とを区画形成する、カム軸に連結されたベーン体７９とを備えている。ベーン式位相角変更機構７１では、上記進角油圧室７７と遅角油圧室７８とに作動油を供給することにより、ハウジング７６とベーン体７９とを相対的に回動させてクランク軸とカム軸との回転位相を変化させて吸気弁６の開閉弁特性の一つである位相角を変更する。すなわち、進角油圧室７７に作動油を供給するとともに遅角油圧室７８から作動油を排出することにより、ベーン体７９をハウジング７６に対して位相角が進角する側に相対回動させ、遅角油圧室７８に作動油を供給し進角油圧室７７から作動油を排出することにより、ベーン体７９をハウジング７６に対して位相角が遅角する方向に相対回動させる。また、位相角を一定の位相角に維持する場合には進角油圧室７７と遅角油圧室７８との内部の作動油圧力を同じ圧力に制御することにより、ハウジング７６とベーン体７９との相対位置を一定に保持する。
【００２８】
このような各油圧室７７、７８内の作動油圧力の制御、すなわちこれら油圧室７７、７８への作動油の供給制御はＯＣＶ７２によって行われる。ＯＣＶ７２は、スプール８０を有するスプール弁であり、進角油圧室７７に通じる油圧ポート８０ａ、遅角油圧室７８へ通じる油圧ポート８０ｂ、機関出力軸に駆動される作動油ポンプ７３に接続されたポート８０ｃ及び２つのドレーンポート８０ｄ、８０ｅを備えている。ＯＣＶ７２のスプール８０はポート８０ａと８０ｂのうちの何れかをポート８０ｃに連通し、他方をドレーンポートに接続するように動作する。
【００２９】
すなわち、図５においてスプール８０が右方向に移動すると、進角油圧室７７に連通するポート８０ａはポート８０ｃを介して作動油ポンプ７３に接続され、ドレーンポート８０ｄは閉鎖される。また、この時同時に遅角油圧室７８に通じるポート８０ｂはドレーンポート８０ｅに連通する。このため、位相角変更機構７１の進角油圧室７７には、作動油ポンプ７３から作動油が流入し、進角油圧室７７内の油圧を上昇させてベーン体７９を図５の矢印Ｒ方向（進角方向）に押動する。また、この時遅角油圧室７８内の作動油はＯＣＶ７２のポート８０ｂを通りドレーンポート８０ｅから排出される。このため、ベーン体７９はハウジング７６に対して図５のＲ方向に回動する。
【００３０】
また、図５において逆にスプール８０が左方向に移動すると、ポート８０ｂはポート８０ｃに接続され、ポート８０ａはドレーンポート８０ｄに接続される。これにより、遅角油圧室７８には作動油が流入し、進角油圧室７７からは作動油が排出されるため、ベーン体７９はハウジング７６に対して図５の矢印Ｒとは逆の方向に回動する。
【００３１】
また、スプール８０が図５に示した中立位置にある時は、ポート８０ａ、８０ｂは両方とも閉鎖される。図５に８１で示すのは、スプール８０を駆動するリニアソレノイドアクチュエータである。リニアソレノイドアクチュエータ８１はＥＣＵ３１からの制御パルス信号を入力し、この制御パルス信号に応じてスプール８０を移動させることにより、ベーン体７９の位置、すなわち位相角を変更する。例えば、リニアソレノイドアクチュエータ８１はＥＣＵ３１からの制御パルス信号がオンになると、スプール８０を図５右方向に移動させ、進角油圧室７７に作動油を流入させる。また、リニアソレノイドアクチュエータ８１はＥＣＵ３１からの制御パルス信号がオフになると、スプール８０を図５左方向に移動させ、遅角油圧室７８に作動油を流入させる。ＥＣＵ３１は、デューティ比を変化させることにより油圧室７７と７８とに供給する油量を制御する。
【００３２】
ところで、内燃機関の制御装置では、内燃機関の燃焼室５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は、吸気弁が閉じたときに燃焼室５内に吸入されている吸気ガスの量（以下、「筒内吸入ガス量Ｍｃ」と称す）を推定し、推定された筒内吸入ガス量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内燃機関の燃焼室５（または吸気通路）に噴射する燃料の量（以下、「燃料噴射量」と称す）を定めている。したがって、内燃機関の燃焼室５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、筒内吸入ガス量Ｍｃを正確に推定する必要がある。
【００３３】
通常、筒内吸入ガス量Ｍｃは、流量センサ（エアフロメータ）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吸入ガス量Ｍｃを推定する場合、推定される筒内吸入ガス量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用いられる内燃機関の形式毎に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数およびその引数の数に応じて増大するため、マップの数およびその引数の数が多くなると適合作業の工数も増大してしまう。
【００３４】
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吸入ガス量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、筒内吸入ガス量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６に示した筒内吸入ガス量モデルＭ１０を搭載した制御装置がある。図示した筒内吸入ガス量モデルＭ１０は最も単純なモデルであり、以下この筒内吸入ガス量モデルＭ１０について説明する。
【００３５】
筒内吸入ガス量モデルＭ１０は、図６に示したようにスロットルモデルＭ１１、吸気管モデルＭ１２、吸気弁モデルＭ１３を備える。スロットルモデルＭ１１には、スロットル開度センサ４１によって検出されたスロットル弁１８の開度（スロットル開度）θｔと、大気圧センサ４３によって検出された内燃機関周囲の大気圧（または、上流側吸気管１５に吸入される空気の圧力）Ｐａと、大気温度センサ４２によって検出された内燃機関周囲の大気温度（または、上流側吸気管１５に吸入される空気の温度）Ｔａと、後述する吸気管モデルＭ１２において算出された下流側吸気管１３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Ｍ１１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１８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Ｍ１１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Ｍ１２へ入力される。
【００３６】
吸気管モデルＭ１２には、スロットルモデルＭ１１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５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Ｍ１３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Ｍ１２のモデル式に代入することで、下流側吸気管１３およびサージタンク１４内に存在する吸気ガスの圧力（以下、「吸気管内圧力Ｐｍ」と称す）と下流側吸気管１３およびサージタンク１４内に存在する吸気ガスの温度（以下、「吸気管内温度Ｔｍ」と称す）とが算出される。吸気管モデルＭ１２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Ｍ１３へ入力され、さらに吸気管内圧力ＰｍはスロットルモデルＭ１１にも入力される。
【００３７】
吸気弁モデルＭ１３には、吸気管モデルＭ１２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Ｍ１３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、筒内吸入ガス量Ｍｃに変換され、この筒内吸入ガス量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、吸気管モデルＭ１３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Ｍ１２に入力される。
【００３８】
図６から分かるように、筒内吸入ガス量モデルＭ１０では或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、筒内吸入ガス量モデルＭ１０全体では、実際に入力される値はスロットル開度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吸入ガス量Ｍｃが算出される。
【００３９】
次に、筒内吸入ガス量モデルＭ１０の各モデルＭ１１〜Ｍ１３について説明する。
スロットルモデルＭ１１では、大気圧Ｐａ、大気温度Ｔａ、吸気管内圧力Ｐｍ、スロットル開度θｔから、下記式（３）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、式（３）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、よって図７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を示し、スロットル弁開度θｔの関数であり、図８に示したようなマップから定まる。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まるようにしてもよい。また、Ｒａは気体定数に関する定数であり、実際には気体定数を１ｍｏｌ当たりの気体（空気）の質量Ｍ_ｌｍｏｌで除算した値である。
【数３】

【００４０】
また、Φ（Ｐｍ／Ｐａ）は下記式（４）に示した関数であり、この式（４）におけるκは比熱比（一定値とする）である。この関数Φ（Ｐｍ／Ｐａ）は図９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ＥＣＵ３１のＲＯＭ３４に保存し、実際には式（４）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。
【数４】

【００４１】
これらスロットルモデルＭ１１の式（３）および式（４）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の下流の気体の圧力を吸気管内圧力Ｐｍとして、図１０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。
【００４２】
吸気管モデルＭ１２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、下記式（５）および式（６）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、式（５）および式（６）におけるＶｍはスロットル弁１８から吸気弁６までの下流側吸気管１３等の部分（以下、「吸気管部分」と称す）の容積に等しい定数である。
【数５】

【００４３】
ここで、吸気管モデルＭ１２について図１１を参照して説明する。吸気管部分の総気体量（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式（７）が得られ、この式（７）および気体の状態方程式（Ｐｍ・Ｖｍ＝Ｍ・Ｒ・Ｔｍ）より、式（５）が得られる。
【数６】

【００４４】
また、吸気管部分の気体のエネルギＭ・Ｃｖ・Ｔｍの時間的変化量は、吸気管部分に流入する気体のエネルギと吸気管部分から流出する気体のエネルギとの差に等しい。このため、吸気管部分に流入する気体の温度を大気温度Ｔａ、吸気管部分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式（８）が得られ、この式（８）および上記気体の状態方程式より、式（６）が得られる。
【数７】

【００４５】
吸気弁モデルＭ１３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、下記式（９）に基づいて、筒内吸入ガス流量ｍｃが算出される。なお、式（９）におけるａ、ｂは、機関回転数Ｎｅから、さらに吸気弁６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、作用角から定まる値である。
【数８】

【００４６】
上述した吸気弁モデルＭ１３について図１２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内に吸入されている吸気ガスの量である筒内吸入ガス量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、筒内吸入ガス量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。
【００４７】
ここで、単位時間当たりに吸気管部分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、筒内吸入ガス量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、上記式（９）が得られる。なお、式（９）における値ａは比例係数であり、機関回転数Ｎｅ、吸気弁６のリフト量指示値ＶＬ、吸気弁６の位相角指示値ＶＴをパラメータとした三次元マップから求まる。なお、この三次元マップは、予め実験的にまたは計算によって求められ、ＥＣＵ３１のＲＯＭ３４に保存されている。値ｂは燃焼室５内に残存していた既燃ガスを表す値（排気弁８閉弁時に燃焼室５内に残る既燃ガス量を後述する時間ΔＴ_{１８０ °}で除算したものと考えられる）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。
【００４８】
ここで、筒内吸入ガス流量ｍｃについて、図１３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１３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から燃焼室５に実際に流入する吸気ガスの流量である。図１３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から各気筒の燃焼室５内へ吸気ガスが流入する。例えば、吸気管部分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１３に破線で示した通りであり、これを総合して下流側吸気管１３から全気筒の燃焼室に流入する吸気ガスの流量は図１３に実線で示した通りである。また、例えば１番気筒への筒内吸入ガス量Ｍｃは図１３に斜線で示した通りである。
【００４９】
これに対して、実線で示した吸気管から全ての気筒の燃焼室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す。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ΔＴ_{１８０ °}を乗算したものが筒内吸入ガス量Ｍｃとなる。したがって、吸気弁モデルＭ１３で算出された筒内吸入ガス流量ｍｃにΔＴ_{１８０ °}を乗算することで、筒内吸入ガス量Ｍｃが算出される（Ｍｃ＝ｍｃ・ΔＴ_{１８０ °}）。より詳細には、筒内吸入ガス量Ｍｃが吸気弁閉弁時の圧力に比例することを考慮して、吸気弁閉弁時の筒内吸入ガス流量ｍｃにΔＴ_{１８０ °}を乗算したものが筒内吸入ガス量Ｍｃとされる。
【００５０】
次に、上記筒内吸入ガス量モデルＭ１０を内燃機関の制御装置に実装して、実際に筒内吸入ガス量Ｍｃを算出する場合について説明する。筒内吸入ガス量Ｍｃは筒内吸入ガス量モデル１０を用いて、上記式（３）、式（５）、式（６）、および式（９）を解くことにより表される。この場合、ＥＣＵ３１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を用いて式（３）、式（５）、式（６）、および式（９）を離散化すると、それぞれ下記式（１０）、式（１１）、式（１２）、および式（１３）が得られる。なお、吸気管内温度Ｔｍ（ｔ＋Δｔ）は、式（１１）および式（１２）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、式（１４）によって算出される。
【数９】

【００５１】
このようにして実装された筒内吸入ガス量モデルＭ１０では、スロットルモデルＭ１１の式（１０）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Ｍ１３の式（１３）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Ｍ１２の式（１１）および式（１２）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Ｍ１１および吸気弁モデルＭ１３の式（１０）および式（１３）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ΔＴ_{１８０ °}を乗算することで、任意の時刻ｔにおける筒内吸入ガス量Ｍｃが算出される。
【００５２】
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Ｍ１１〜Ｍ１３における計算が開始される。
【００５３】
なお、上記筒内吸入ガス量モデルＭ１０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度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）として上記式（１０）、式（１２）、および式（１３）に代入するようにしてもよい。
【００５４】
ところで、上述したように、吸気弁モデルＭ１３においては、比例係数ａが機関回転数Ｎｅ、吸気弁６のリフト量指示値ＶＬ、吸気弁６の位相角指示値ＶＴをパラメータとした三次元マップから算出される。ここで、リフト量指示値ＶＬはＥＣＵ３１からリフト量変更機構５１への指令値であり、位相角指示値ＶＴはＥＣＵ３１から位相角変更機構７１への指令値である。リフト量変更機構５１は上記リフト量指示値ＶＬとなるように吸気弁６のリフト量を変更させ、位相角変更機構７１は上記位相角指示値ＶＴとなるように吸気弁６の位相角を変更させる。
【００５５】
ところが、吸気弁６の弁体および吸気弁６の弁体近傍の吸気ポート等に、デポジット（特に、カーボン）が付着すること等により、吸気弁６開弁時の開口面積が変化してしまう。すなわち、デポジットの付着等により、吸気弁６の実際のリフト量に対して、気筒内に吸入される筒内吸入ガス量に寄与するリフト量（以下、「有効リフト量」と称す）が異なった値となってしまう。ここで、有効リフト量とは、デポジットの付着等により吸気弁６の開口面積が減少した場合において、デポジットの付着等が無い場合に上記減少した開口面積と同等の開口面積となるようなリフト量を意味する。
【００５６】
このように、吸気弁６の実際のリフト量と有効リフト量とが異なっている場合、すなわち吸気弁６へのリフト量指示値と有効リフト量とが異なっている場合、当然、吸気弁モデルＭ１３によって算出される筒内吸入ガス量も実際の筒内吸入ガス量と異なる量となってしまう。つまり、デポジットの付着等が起きていない場合には、実際のリフト量と有効リフト量とはほぼ同一であるため、吸気弁６の実際のリフト量に応じた筒内吸入ガス量の吸気ガスが気筒内へと吸入される。これに対して、デポジットの付着等が起きている場合には、実際のリフト量よりも有効リフト量の方が小さく、また、吸気弁６の有効リフト量に応じた筒内吸入ガス量の吸気ガスが気筒内へと吸入されるため、吸気弁６の実際のリフト量に応じた筒内吸入ガス量よりも少ない量の吸気ガスが気筒内へ吸入される。
【００５７】
したがって、デポジットの付着等が起きている場合には、リフト量指示値に応じた筒内吸入ガス量の吸気ガスが気筒内へ吸入されるのに対して、デポジットの付着等が起きている場合には、リフト量指示値に応じた筒内吸入ガス量よりも少ない量の吸気ガスが気筒内へ吸入される。ところが、上述したように吸気弁モデルＭ１３ではリフト量指示値ＶＬに基づいて筒内吸入ガス量Ｍｃを推定するため、筒内吸入ガス量Ｍｃは常にデポジットの付着等が起きていない場合の値となっており、デポジットの付着等が起きた場合には実際の筒内吸入ガス量と異なった値となってしまう。したがって、上述したような筒内吸入ガス量モデルＭ１０によれば、デポジット等の付着が起きると、吸気弁モデルＭ１３によって推定された筒内吸入ガス量（以下、「筒内吸入ガス量推定値」と称す）と実際の筒内吸入ガス量とが一致しない可能性が高い。この場合、燃料噴射量は実際の筒内吸入ガス量とは異なる値に基づいて算出されてしまうので、吸気ガスの空燃比を目標空燃比にすることができず、各気筒内での燃焼状態を最適に維持することができない。
【００５８】
ここで、デポジットの付着等が起きた場合における実際の筒内吸入ガス量に対する筒内吸入ガス量推定値の誤差の割合（以下、「筒内吸入ガス量推定値の誤差率」と称す）、すなわち筒内吸入ガス量推定値と実際の筒内吸入ガス量との差を実際の筒内吸入ガス量で除算した値は、吸気弁６のリフト量に応じて異なる。以下、このことについて説明する。ここで、デポジットの付着等により吸気弁６の実際のリフト量と有効リフト量とが異なる場合を図１４に示す。図中、破線は吸気弁６の実際のリフト量を示しており、実線は吸気弁６の有効リフト量を示している。図１４から分かるように、吸気弁６が標準的なリフトを行っている場合には実際のリフト量に対する実際のリフト量と有効リフト量との差の比率が非常に小さいため、デポジットの付着等が起きている場合でも筒内吸入ガス量推定値の誤差率は小さい。一方、吸気弁が小リフトを行っている場合には実際のリフト量に対する実際のリフト量と有効リフト量との差の比率が大きいため、デポジットの付着等が起きている場合には筒内吸入ガス量推定値の誤差率は大きい。
【００５９】
図１５は、デポジットの付着等が起きた場合における吸気弁６のリフト量と筒内吸入ガス量の誤差率との関係を示す。この図から、上述したようにリフト量が小さいときには筒内吸入ガス量の誤差率が大きく、リフト量が大きくなるにつれて筒内吸入ガス量の誤差率が小さくなることが分かる。
【００６０】
そこで、本発明の第一実施形態における内燃機関の制御装置によれば、筒内吸入ガス量推定値と実際の筒内吸入ガス量との誤差を無くすように、筒内吸入ガス量推定値を補正する筒内吸入ガス量推定値の補正制御を行う。以下、本発明の筒内吸入ガス量推定値の補正制御について説明する。
【００６１】
筒内吸入ガス量推定値の補正制御では、まず、補正関数算出制御によりリフト量指示値ＶＬに対する補正関数α（ＶＬ）が算出される。この補正関数は、任意のリフト量指示値ＶＬにおける筒内吸入ガス量の誤差を補償するための関数である。すなわち、リフト量指示値ＶＬに対する補正関数α（ＶＬ）は、このリフト量指示値ＶＬに基づいて上記吸気弁モデルＭ１３によって算出された筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌに補正関数α（ＶＬ）を乗算した補正筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌｍ（＝α（ＶＬ）・Ｍｃ_ｃａｌ）が、実際の筒内吸入ガス量となるような関数とされる。
【００６２】
ここで、図１５に示したリフト量と筒内吸入ガス量の誤差率との関係から、吸気弁６の弁体や吸気弁６の弁体近傍の吸気ポートにおけるデポジットの付着等が起こった場合には、筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌに対する実際の筒内吸入ガス量Ｍｃ_ＡＦＭの比率（以下、「ガス量比率」と称す）Ｍｃ_ＡＦＭ／Ｍｃ_ｃａｌと、リフト量との間には一定の関係があることが分かる。すなわち、図１６にｆ（ＶＬ）およびα（ＶＬ）で示したように、リフト量が小さいときにはガス量比率が１よりもかなり小さく、そこからリフト量が大きくなるに従ってガス量比率は１に近づく。このような傾向は、デポジットの付着量等が如何なる量であっても同様に表れる。すなわち、或るデポジットの付着量におけるガス量比率を１から減算した値と、別のデポジットの付着量におけるガス量比率を１から減算した値との比は、どのリフト量であっても常にほぼ同一の比率である。
【００６３】
そこで、本発明の第一実施形態によれば、デポジットの付着量が或る一定量であるときにおける任意のリフト量ＶＬに対するガス量比率を基準ガス量比率ｆ（ＶＬ）として予め実験的に、または計算によって求める（図１６参照）。そして、使用時には、比較的小さいリフト量ＶＬ_０である場合におけるガス量比率Ｍｃ_ＡＦＭ／Ｍｃ_ｃａｌ、すなわち、このリフト量ＶＬ_０における補正関数α（ＶＬ_０）を検出する。この時、このリフト量ＶＬ_０における実際の筒内吸入ガス量Ｍｃ_ＡＦＭは、上流側吸気管１５等内を通過する空気の流量を検出するエアフロメータ１９によって検出される吸気管通過空気流量に基づいて算出される。
【００６４】
上述したように、或るリフト量におけるガス量比率を１から減算した値同士の比は、他のリフト量におけるガス量比率を１から減算した値同士の比と常にほぼ同一である。すなわち、検出が行われたリフト量ＶＬ_０における補正関数α（ＶＬ_０）を１から減算した値とこのリフト量ＶＬ_０における基準ガス量比率ｆ（ＶＬ_０）を１から減算した値との比は、任意のリフト量ＶＬにおける補正関数α（ＶＬ）を１から減算した値とこの任意のリフト量ＶＬにおける基準ガス量比率ｆ（ＶＬ）を１から減算した値との比に等しい。このため、下記式（１５）が成り立ち、この式（１５）を変形することで、任意のリフト量ＶＬにおける補正関数α（ＶＬ）の式（１６）が算出される。
【数１０】

【００６５】
なお、上述したリフト量ＶＬ_０である場合におけるガス量比率の検出は、筒内吸入ガス量が吸気弁のリフト量に大きくするような運転状態（以下、「リフト量依存運転状態」と称す）にある期間に行われる。リフト量依存運転状態とは、例えば、吸気弁開弁中に吸気弁通過ガス流速が音速または音速に近い速度に達するような運転状態を意味し、機関回転数や吸気弁のリフト量指示値等から判断される。これは、吸気弁通過空気流速が音速に達する条件である場合、吸気管内圧力等が若干変動しても吸気弁通過空気流速はほぼ一定のままであり、筒内吸入ガス量が影響を受けにくいことによる。
【００６６】
あるいは、リフト量依存運転状態とは、機関運転状態が定常状態であって、リフト量指示値が所定リフト量以下である運転状態を意味し、機関回転数や機関負荷、リフト量指示値から判断される。ここで、本明細書において、「定常状態」とは、負荷センサ４５からの出力、すなわち目標トルクおよび機関回転数がほとんど変化しない機関運転状態であって、過渡状態ではない運転状態を意味する。また、「過渡状態」とは、目標トルクまたは機関回転数の少なくともいずれか一方が変化する機関運転状態を意味する。
【００６７】
機関運転状態が定常状態にあるときには、吸気弁のリフト量やその他筒内吸入ガス量に影響を及ぼす運転パラメータがほとんど変化しない。したがって、定常状態にある間の平均をとることにより、センサ等の検出誤差を補償することができる。また、例えばリフト量指示値が大きくて筒内吸入ガス量が主に吸気管内圧力に応じて定まるような機関運転状態にあるときには、筒内吸入ガス量がリフト量に応じて定まらないので、上記ガス量比率の検出を禁止するのが好ましい。よって、上記ガス量比率の検出は、リフト量指示値が小さいときに行われるのが好ましい。また、リフト量が小さいほどガス量比率を１から減算した値が大きくなるため、補正関数α（ＶＬ）の算出誤差を小さくすることができるという観点からも、ガス量比率の検出はリフト量指示値が小さいときに行われるのが好ましい。なお、所定リフト量とは、筒内吸入ガス量が主に吸気弁のリフト量に応じて定まるようなリフト量の最大値であり、機関回転数等に応じて変化する。
【００６８】
また、上記実施形態では、リフト量と筒内吸入ガス量との関係のずれを補償しているが、この関係のみではなく、例えば位相角と筒内吸入ガス量との関係のずれを補償するようにしてもよい。
【００６９】
次に、図１７のフローチャートを参照して補正関数算出制御の制御ルーチンについて説明する。まず、ステップ１０１において、内燃機関のクランク角センサ４６から機関回転数Ｎｅ、ＥＣＵ３１から吸気弁６へのリフト量指示値ＶＬが取得される。次いで、ステップ１０２において、機関運転状態が補正関数算出条件を満たす運転状態にあるか否かが判定される。補正関数算出条件を満たす運転状態とは、例えば、機関運転状態がリフト量依存運転状態にある場合、または機関運転状態が定常状態にあり且つリフト量指示値ＶＬが所定値以下である場合をいう。なお、この所定値とは、例えば、図１６に示した基準ガス量比率ｆ（ＶＬ）の曲線が１から大きく離れ始めるときのリフト量である。ステップ１０２において、機関運転状態が補正関数算出条件を満たす運転状態にないと判定された場合には制御ルーチンが終了せしめられる。
【００７０】
一方、ステップ１０２において、機関運転状態が補正関数算出条件を満たす運転状態にあると判定された場合には、ステップ１０３へと進む。ステップ１０３では、リフト量指示値ＶＬ_０に基づいて吸気弁モデルＭ１３から筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌが推定される。次いで、ステップ１０４では、エアフロメータ１９の出力に基づいて上記リフト量指示値ＶＬにおける実際の筒内吸入ガス量Ｍｃ_ＡＦＭが算出される。そして、ステップ１０５では、ステップ１０３において算出されたリフト量指示値ＶＬ_０における筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌと、ステップ１０４において算出されたリフト量指示値ＶＬ_０における実際の筒内吸入ガス量Ｍｃ_ＡＦＭとから、このリフト量指示値ＶＬ_０における補正関数αの値α（ＶＬ_０）が算出される（α（ＶＬ_０）←Ｍｃ_ＡＦＭ／Ｍｃ_ｃａｌ）。次いで、ステップ１０６では、或るリフト量指示値ＶＬ_０およびこのリフト量指示値ＶＬ_０における補正関数α（ＶＬ_０）から、上記式（１６）に基づいて任意のリフト量指示値ＶＬにおける補正関数α（ＶＬ）が算出され、制御ルーチンが終了せしめられる。
【００７１】
そして、本発明の筒内吸入ガス量推定値の補正制御では、上述した補正関数算出制御において算出された補正関数α（ＶＬ）を利用して以下のように筒内吸入ガス量推定値を補正する。すなわち、上記吸気弁モデルＭ１３によって推定された筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌに、この筒内吸入ガス量推定値算出時に利用したリフト量指示値ＶＬに対する補正関数α（ＶＬ）を乗算する。このようにして算出された補正筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌｍ（＝α（ＶＬ）・Ｍｃ_ｃａｌ）とすると、この補正筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌｍに基づいて目標空燃比となるように燃料噴射量が決定される。
【００７２】
このように算出された補正筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌｍは、筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌに最適な補正が行われているため、実際の筒内吸入ガス量とほぼ同一となる。したがって、この補正筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌｍに基づいて目標空燃比となるように燃料噴射量を算出すれば、吸気ガスの空燃比を常に目標空燃比近傍に維持することができ、よって機関運転状態を常に最適な状態に維持することができる。
【００７３】
また、上記吸気弁モデルＭ１３では筒内吸入ガス流量ｍｃが算出され、算出された筒内吸入ガス流量ｍｃの値が吸気管モデルＭ１２において利用される。この筒内吸入ガス流量ｍｃも各気筒におけるデポジットの付着等の影響が考慮されておらず、デポジットの付着等が起きた場合にはその補正が必要である。したがって、吸気弁モデルＭ１３において算出された筒内吸入ガス量ｍｃに上記補正関数α（ＶＬ）を乗算した値を吸気管モデルＭ１２のモデル式に代入するのが好ましい。ただし、補正関数α（ＶＬ）は、各気筒毎に定まる値であるのに対して、筒内吸入ガス流量ｍｃは全ての気筒における平均値であるため、このことを考慮して値を算出する必要がある。したがって、例えば、内燃機関が４気筒である場合、１番気筒から４番気筒までの補正関数をそれぞれα_１からα_４とすると、式（１７）のように算出されたｍｃ’を吸気管モデルＭ１２のモデル式に代入する必要がある。
【数１１】

【００７４】
次に、図１８を参照して本発明の筒内吸入ガス量推定値の補正制御の制御ルーチンについて説明する。まず、ステップ１２１では、クランク角センサ４６から機関回転数Ｎｅが、ＥＣＵ３１から吸気弁６のリフト量指示値ＶＬおよび位相角指示値ＶＴが取得される。次いで、ステップ１２２では、リフト量指示値ＶＬ等に基づいて吸気弁モデルＭ１３の式（９）から筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌが算出される。ステップ１２３では、ステップ１２２において取得されたリフト量指示値ＶＬを上述した補正関数算出制御によって算出された補正係数に代入することで、このときのリフト量指示値ＶＬに対する補正関数α（ＶＬ）が算出される。次いで、ステップ１２４では、ステップ１２２で算出された筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌに、ステップ１２３で算出された補正関数α（ＶＬ）を乗算することにより、補正筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌｍが算出され（Ｍｃ_ｃａｌｍ←α（ＶＬ）・Ｍｃ_ｃａｌ）、制御ルーチンが終了せしめられる。そして、このようにして算出された補正筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌｍに基づいて、各気筒内へ吸入される吸気ガスの空燃比が目標空燃比ＡＦｔとなるように燃料噴射量ＴＡＵが算出される（ＴＡＵ←Ｍｃ_ｃａｌｍ／ＡＦｔ）。こうして各気筒燃料噴射量ＴＡＵが決定され、燃料噴射弁１１から算出された燃料噴射量ＴＡＵの燃料が噴射される。
【００７５】
なお、上記実施形態では、吸気弁モデルＭ１３によって算出された筒内吸入ガス量推定値を補正しているが、リフト量指示値に基づいて吸気弁６をリフトさせつつ、吸気弁モデルＭ１３において比例係数ａを算出する際のパラメータであるリフト量指示値を補正してもよい。
【００７６】
次に、本発明の第二実施形態について説明する。基本的に第二実施形態の内燃機関の制御装置の構成は、第一実施形態の内燃機関の構成と同様である。ただし、第二実施形態では、第一実施形態の制御とは異なる制御が行われる。すなわち、第一実施形態では、筒内吸入ガス量推定値と実際の筒内吸入ガス量とが異なる場合に筒内吸入ガス量推定値を補正する制御が行われているが、第二実施形態では筒内吸入ガス量推定値を補正せずに、実際の筒内吸入ガス量が筒内吸入ガス量推定値とほぼ同一となるように吸気弁のリフト量を補正し、筒内吸入ガス量推定値に基づいて燃料噴射量を算出する噴射量算出制御が行われる。以下、第二実施形態におけるリフト量補正制御について説明する。
【００７７】
図１４を用いて説明したように、吸気弁６の弁体または吸気弁６の弁体近傍の吸気ポートにデポジットが付着等した場合には、リフト量指示値に対する有効リフト量が小さくなってしまう。そこで、第二実施形態のリフト量補正制御では、リフト量指示値を補正して補正リフト量指示値とし、この補正リフト量指示値となるように吸気弁６をリフトさせる。ここで、補正リフト量指示値は、補正リフト量指示値となるように吸気弁６をリフトさせた場合の有効リフト量が、リフト量指示値とほぼ同一となるような値とされる。
【００７８】
一方、補正していないリフト量指示値を用いて吸気弁モデルＭ１３により筒内吸入ガス量推定値を推定する。このとき、上述したように有効リフト量がリフト量指示値とほぼ同一となっているため、筒内吸入ガス量推定値は実際の筒内吸入ガス量とほぼ同一となる。したがって、このように推定された筒内吸入ガス量推定値に基づいて吸気ガスの空燃比が目標空燃比となるように燃料噴射量を算出すれば、実際の吸気ガスの空燃比がほぼ目標空燃比と一致し、機関運転状態を最適に維持することができる。
【００７９】
そこで、本実施形態の噴射量算出制御では、まず、リフト補正量βが算出される。このリフト補正量βは、デポジットの付着等により小さくなる吸気弁６のリフト量に相当する。すなわち、リフト補正量βは、リフト量指示値ＶＬからリフト補正量βを減算したリフト量（ＶＬ−β）が有効リフト量となるようなリフト量とされる。
【００８０】
ここで、デポジットの付着等により小さくなる吸気弁６のリフト量、すなわちリフト補正量βと、ガス量比率（筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌに対する実際の筒内吸入ガス量Ｍｃ_ＡＦＭの比率）との間には、図１９に示したように一定の関係がある。なお、図１９はガス量比率とリフト補正量βとの関係を示した図であり、ガス量比率を検出したときの吸気弁のリフト量が異なる三つの場合が記載されている。ここで、ＶＬ_１は吸気弁のリフト量が最も大きい場合であり、ＶＬ_３は吸気弁のリフト量が最も小さい場合である。
【００８１】
そこで、図１９に示したようなグラフを全てのリフト量において予め実験的または計算によって求め、マップとしてＥＣＵ３１のＲＯＭ３４に保存する。そして、使用時には、任意のリフト量である場合におけるガス量比率Ｍｃ_ＡＦＭ／Ｍｃ_ｃａｌを検出する。この時、実際の筒内吸入ガス量Ｍｃ_ＡＦＭはエアフロメータ１９によって検出された値であり、筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌはＥＣＵ３１からのリフト量指令値に基づいて吸気弁モデル１３によって算出された値である。そして、ガス量比率と、このガス量比率検出時のリフト量とに基づいて図１９に示したマップからリフト補正量βを算出することができる。
【００８２】
次に、図２０のフローチャートを参照してリフト補正量算出制御の制御ルーチンについて説明する。ステップ１４１〜ステップ１４４は、図１７のステップ１０１〜ステップ１０４と同様であるため説明を省略する。ステップ１４５では、ステップ１４３およびステップ１４４において検出および算出された値に基づいてガス量比率Ｍｃ_ＡＦＭ／Ｍｃ_ｃａｌが算出され、算出されたガス量比率Ｍｃ_ＡＦＭ／Ｍｃ_ｃａｌとステップ１４１で取得したリフト量指示値とに基づいて図１９に示したマップからリフト補正量βが算出される。
【００８３】
そして、本実施形態の噴射量算出制御では、上述したリフト補正量βがリフト量指示値ＶＬに加算され、その値が補正リフト量指示値ＶＬ’とされる（ＶＬ’←ＶＬ＋β）。したがって、この補正リフト量指示値ＶＬ’がリフト量変更機構５１に送信され、この補正リフト量指示値ＶＬ’となるように吸気弁６がリフトされる。リフト補正量βはデポジットの付着等により小さくなる吸気弁６のリフト量に相当するため、このときの有効リフト量は補正前のリフト量指示値ＶＬとほぼ同一である。したがって、実際の筒内吸入ガス量は、補正前のリフト量指示値ＶＬに対応した量である。ここで、筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌは、補正前のリフト量指示値ＶＬに基づいて吸気弁モデルＭ１３を利用して算出される。したがって、筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌは、実際の筒内吸入ガス量とほぼ同一となる。よって、この筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌに基づいて吸気ガスの空燃比が目標空燃比となるように燃料噴射量ＴＡＵを算出することにより、吸気ガスの実際の空燃比をほぼ目標空燃比とすることができ、機関運転状態を最適に維持することができる。
【００８４】
次に図２１を参照して本実施形態の噴射量算出制御の制御ルーチンについて説明する。まず、ステップ１６１では、クランク角センサ４６から機関回転数Ｎｅが、ＥＣＵ３１から吸気弁６のリフト量指示値ＶＬおよび位相角指示値ＶＴが取得される。次いで、ステップ１６２では、リフト量指示値ＶＬに、図２０に示したリフト補正量算出制御によって算出されたβを加算することで、補正リフト量指示値ＶＬ’を算出する（ＶＬ’←ＶＬ＋β）。ステップ１６３では、補正リフト指示値ＶＬ’に基づいて吸気弁６がリフトされる。次いで、ステップ１６４では、補正されていないリフト量指示値ＶＬに基づいて吸気弁モデルＭ１３によって筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌが推定される。ステップ１６５においては、ステップ１６４で算出された筒内吸入ガス量推定値Ｍｃ_ｃａｌに基づいて吸気ガスの空燃比が目標空燃比となるように燃料噴射量ＴＡＵが算出され、制御ルーチンが終了せしめられる。
【００８５】
なお、上記実施形態では、全てのリフト量について図１９に示したようなマップを求めているが、特定のリフト量についてのみのマップを求め、その特定のリフト量となったときにリフト補正量を算出するようにしてもよい。
【００８６】
なお、上記実施形態では、リフト量指示値ＶＬから吸気弁モデルＭ１３を介して筒内吸入ガス量推定値を推定しているが、吸気弁モデルＭ１３に限らず他のモデルを用いてもよく、またモデルでなく単にマップ等を用いてもよい。
【００８７】
なお、本明細書において、吸気弁６のリフト量とは、吸気弁６が最もリフトされたときに吸気弁６がリフトされている量を意味する。また、吸気弁６の作用角とは、吸気弁６が開いている期間にクランクシャフトの回転する角度を意味するものであり、吸気弁６の開弁期間とほぼ同義である。また、さらに、吸気弁６の位相角とは吸気弁６が最も開いているときのクランクシャフトの回転位相を意味するものであり、開弁時期、バルブタイミングとほぼ同義である。
【００８８】
【発明の効果】
第１および第２の発明によれば、補正筒内吸入ガス量は、吸気弁等へのデポジット付着等の影響が排除されて実際の筒内吸入ガス量とほぼ同一な値となっており、よって吸気弁等へのデポジット付着等による推定誤差の小さい筒内吸入ガス量が推定される。
【００８９】
第３の発明によれば、吸気弁等へのデポジット付着等の影響を考慮した補正リフト量指示値に基づいて吸気弁をリフトさせることで、推定された筒内吸入ガス量と実際の筒内吸入ガス量とがほぼ同一となっており、よって吸気弁等へのデポジット付着等による推定誤差の小さい筒内吸入ガス量が推定される。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の制御装置を備えた内燃機関全体の図を示す。
【図２】内燃機関の一部の拡大図である。
【図３】作用角変更機構を示す図である。
【図４】作用角変更機構の制御装置の図である。
【図５】位相角変更機構を示す図である。
【図６】本発明で用いられる吸入ガス量モデルを示す図である。
【図７】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８】スロットル弁開度と開口断面積との関係を示す図である。
【図９】関数Φ（Ｐｍ／Ｐａ）を示す図である。
【図１０】スロットルモデルの基本概念を示す図である。
【図１１】吸気管モデルの基本概念を示す図である。
【図１２】吸気弁モデルの基本概念を示す図である。
【図１３】筒内充填ガス量および筒内吸気ガス量の定義に関する図である。
【図１４】デポジットの付着等の有無によるリフト量の違いを示す図である。
【図１５】リフト量と吸入ガス量誤差率との関係を示す図である。
【図１６】リフト量とガス量比率との関係を示す図である。
【図１７】補正関数算出制御のフローチャートである。
【図１８】筒内吸入ガス量推定値の補正制御のフローチャートである。
【図１９】ガス量比率とリフト補正量との関係を示した図である。
【図２０】リフト補正量算出制御のフローチャートである。
【図２１】噴射量算出制御のフローチャートである。
【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…下流側吸気管
１４…サージタンク
１５…上流側吸気管
１８…スロットル弁
５１…リフト量変更機構
７１…位相角変更機構[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
In many internal combustion engines, in order to optimally adjust the air-fuel ratio of the intake gas sucked into each cylinder, the in-cylinder intake gas amount to each cylinder is estimated, and the intake air based on the estimated in-cylinder intake gas amount is estimated. A fuel injection amount to be injected into the gas is set. As described above, by optimizing the air-fuel ratio of the intake gas according to the engine operating state, the combustion of fuel can be maintained optimally. In-cylinder intake gas amount to each cylinder is estimated by various methods, for example, a method based on an intake pipe passing air flow rate detected by an air flow meter arranged in the intake pipe, or an intake pipe. And a method based on the pressure in the intake pipe detected by the pressure sensor.
[0003]
On the other hand, in recent years, variable valve mechanisms have been proposed that can change the on-off valve characteristics of the intake and exhaust valves, such as the phase angle, the working angle, and the lift amount. In such a variable valve mechanism, the in-cylinder intake gas amount to each cylinder can be adjusted by changing the on-off valve characteristics of the intake valve and the exhaust valve regardless of the throttle valve (hereinafter referred to as “non-thro state”). "). For this reason, for example, the in-cylinder intake gas amount to each cylinder can be optimally adjusted while reducing the pumping loss that occurs when the throttle valve is throttled.
[0004]
However, when such a variable valve mechanism is used, it is difficult to estimate the in-cylinder intake gas amount to each cylinder. That is, according to the method using the air flow meter, the in-cylinder intake gas amount cannot be estimated accurately when the engine operating state is in a transient state due to the low response of the air flow meter. On the other hand, according to the method using the pressure sensor, when the engine operating state is in the non-thro state, the negative pressure is hardly generated in the intake pipe, so the in-cylinder intake gas amount cannot be estimated.
[0005]
In order to solve such a problem, as disclosed in Patent Document 1, for example, a device for estimating the in-cylinder intake gas amount to each cylinder using the on-off valve characteristics of the intake valve and the exhaust valve as a parameter has been proposed. ing. Particularly, when the lift amount of the intake valve is very small, the in-cylinder intake gas amount is small, and therefore the ratio of the change in the air-fuel ratio to the change in the in-cylinder intake gas amount is large. When the lift amount of the valve is very small, the in-cylinder intake gas amount in each cylinder is estimated based on the lift amount of the intake valve and the engine speed.
[0006]
[Patent Document 1]
JP 2002-256930 A
[Patent Document 2]
JP 2002-180892 A
[Patent Document 3]
JP 2001-41095 A
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, when estimating the cylinder intake gas amount from the lift amount of the intake valve, the relationship between the lift amount and the cylinder intake gas amount is obtained in advance as a map, or a calculation formula modeling these relationships Is used. However, if deposits or the like adhere to the intake valve or the valve mechanism that lifts the intake valve deteriorates over time, the relationship between the lift amount and the cylinder intake gas amount is mapped or modeled from these relationships. It will be different. Therefore, for example, when the deposit or the like adheres to the intake valve and the substantial lift amount decreases and the in-cylinder intake gas amount decreases, the estimated in-cylinder intake gas amount does not adhere to the deposit or the like. This is the in-cylinder intake gas amount. In this case, the fuel injection amount is determined on the basis of the in-cylinder intake gas amount including such an estimation error, so that the air-fuel ratio of the intake gas is not an optimal value, resulting in combustion. Deterioration of exhaust emissions and exhaust emissions.
[0008]
SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, an object of the present invention is to provide a control device for an internal combustion engine with a small estimation error of the in-cylinder intake gas amount due to deposits or the like on the intake valve.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, the first invention includes an intake valve having a variable lift amount, and a main gas amount estimating means for estimating the in-cylinder intake gas amount based on a lift amount instruction value to the intake valve. In the control device for an internal combustion engine, a detection device for detecting an intake pipe passage air flow rate, and a sub gas amount calculation means for calculating an actual in-cylinder intake gas amount based on the intake pipe passage air flow rate detected by the detection device; And calculating a difference or ratio between the in-cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimation unit and the actual in-cylinder intake gas amount calculated by the sub-gas amount calculation unit during a predetermined period, The internal combustion engine is controlled based on the corrected in-cylinder intake gas amount obtained by correcting the in-cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimation means based on the calculated difference or ratio.
According to the first invention, since the main gas amount estimating means estimates the in-cylinder intake gas amount based on the lift amount instruction value, even if an intake valve with a variable lift amount is used, that is, with a variable valve mechanism. Also, the in-cylinder intake gas amount can be estimated. Further, the in-cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimation means is corrected using the actual in-cylinder intake gas amount calculated from the intake pipe passage air amount detection device by the sub gas amount calculation means. Since the corrected in-cylinder intake gas amount is used, the influence of deposit adhesion or the like is excluded from the corrected in-cylinder intake gas amount. Therefore, the corrected in-cylinder intake gas amount calculated as described above is substantially the same value as the actual in-cylinder intake gas amount.
The main gas amount estimating means means means for estimating the in-cylinder intake gas amount by a map or a model formula based on one or more parameters including at least the lift amount instruction value. In the embodiment described later, the entire cylinder intake gas amount model or the intake valve model is the main gas amount estimating means. The sub-gas amount calculating means means a means for calculating the in-cylinder intake gas amount on the basis of the intake pipe passing air amount detected by an air intake pipe detecting device, for example, an air flow meter. Note that the in-cylinder intake gas amount calculated by the sub-gas amount calculation means from the detected value of the air flow meter is accurate only when the engine is in a specific engine operating state. At this time, the actual in-cylinder intake gas amount is calculated with high accuracy. can do.
[0010]
According to a second aspect, in the first aspect, the corrected in-cylinder intake gas amount is an in-cylinder intake gas amount Mc estimated by the main gas amount estimation means based on a lift amount instruction value VL to the intake valve._calMc obtained by multiplying the lift amount instruction value by the correction function α (VL)_calΑ (VL), the correction function α (VL) is a basic correction function for the lift amount of the intake valve f (VL), and a predetermined lift amount VL₀The ratio of the actual in-cylinder intake gas amount calculated by the sub-gas amount calculation unit to the in-cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimation unit in FIG.₀), It is calculated by the following equation (2).
[Expression 2]

According to the second invention, the value of the correction function that differs according to the lift amount instruction value is multiplied by the cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimation means to obtain the corrected cylinder intake gas amount. In all the lift amount ranges, the corrected in-cylinder intake gas amount can be a value close to the actual in-cylinder intake gas amount.
[0011]
According to the third invention, in order to solve the above-described problem, an intake valve having a variable lift amount, and a main gas amount estimating means for estimating a cylinder intake gas amount based on a lift amount instruction value to the intake valve; A control device for controlling the internal combustion engine based on the in-cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimation means, and a detection device for detecting the intake pipe passage air flow rate, and the detection device A sub-gas amount calculating means for calculating an actual in-cylinder intake gas amount based on the detected intake pipe passage air flow rate, and the in-cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimating means during a predetermined period And the sub-gas amount calculating means calculates a difference or ratio between the cylinder intake gas amount and the correction amount in which the lift amount instruction value is corrected based on the calculated difference or ratio. Causes lift the intake valve based on preparative amount instruction value, the main gas amount estimating means estimates the cylinder intake gas amount based on the lift amount command value before correction.
According to the third aspect, for the same reason as in the first aspect, the in-cylinder intake gas amount can be estimated even if an intake valve with a variable lift amount is used. Further, the lift amount instruction value is corrected by using the actual in-cylinder intake gas amount calculated from the intake pipe passage air amount detection device by the sub gas amount calculation means as the corrected lift amount instruction value. The intake valve is lifted based on the amount instruction value. When the intake valve is lifted based on the corrected lift amount instruction value, the effective lift amount (the influence of deposit adhesion etc. has been removed, that is, the lift amount affecting the actual in-cylinder intake gas amount) is This is almost the same as the determined lift amount instruction value. Therefore, the actual in-cylinder intake gas amount is substantially the same as the in-cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimation means based on the lift amount instruction value before correction. In the third invention, the in-cylinder intake gas amount is estimated by the main gas amount estimation means based on the lift amount instruction value before correction, so the estimated in-cylinder intake gas amount and the actual in-cylinder intake gas amount Are almost the same.
[0012]
According to the fourth invention, in any one of the first to third inventions, the predetermined period is a period in which the intake valve passage gas flow velocity becomes substantially sonic during the intake valve opening.
If the intake valve passage gas flow velocity becomes almost sonic while the intake valve is open, the in-cylinder intake gas amount greatly depends on the lift amount of the intake valve. Therefore, the difference in the lift amount of the intake valve is greatly reflected in the in-cylinder intake gas amount. According to the fourth aspect of the invention, the difference or ratio between the in-cylinder intake gas amount and the actual in-cylinder intake gas amount estimated during a period in which the intake valve passage gas flow velocity becomes substantially sonic while the intake valve is opened is Since it is calculated, the calculated difference or ratio can accurately calculate an error in the lift amount of the intake valve.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. The engine body 1 schematically shown in FIG. 1 represents a direct injection spark ignition type internal combustion engine. However, the present invention may be applied to another spark ignition internal combustion engine or a compression self-ignition internal combustion engine.
[0014]
As shown in FIG. 1, in the first embodiment of the present invention, the engine body 1 includes a cylinder block 2, a piston 3 that reciprocates in the cylinder block 2, and a cylinder head 4 fixed on the cylinder block 2. It comprises. A combustion chamber 5 is formed between the piston 3 and the cylinder head 4. The cylinder head 4 is provided with an intake valve 6, an intake port 7, an exhaust valve 8, and an exhaust port 9 for each cylinder. Further, as shown in FIG. 1, a spark plug 10 is disposed at the center of the inner wall surface of the cylinder head 4, and a fuel injection valve 11 is disposed around the inner wall surface of the cylinder head 4. A cavity 12 extending from the lower side of the fuel injection valve 11 to the lower side of the spark plug 10 is formed on the top surface of the piston 3.
[0015]
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 disposed in the upstream side intake pipe 15. An air flow meter 19 for detecting the flow rate of air (intake air) passing through the upstream side intake pipe 15 is disposed in the upstream side intake pipe 15 upstream of the throttle valve 18. On the other hand, the exhaust port 9 of each cylinder is connected to an exhaust pipe 20, and the exhaust pipe 20 is connected to an exhaust purification device 21.
[0016]
The electronic control unit (ECU) 31 comprises a digital computer, and is connected to each other via a bidirectional bus 32, a RAM (random access memory) 33, a ROM (read only memory) 34, a CPU (microprocessor) 35, an input. A port 36 and an output port 37 are provided. The downstream side intake pipe 13 is provided with an intake pipe pressure sensor 40 for detecting the pressure of the intake gas (fresh air) in the intake pipe. The intake pipe pressure sensor 40 outputs an output voltage proportional to the intake pipe pressure. This output voltage is input to the input port 36 via the corresponding AD converter 38.
[0017]
Further, a throttle opening sensor 41 for detecting the opening of the throttle valve 18 and an air temperature around the internal combustion engine or an air temperature (intake air temperature) taken into the upstream side intake pipe 15 are detected. And an atmospheric pressure sensor 43 for detecting the pressure of the atmosphere around the internal combustion engine or the pressure of the air sucked into the upstream side intake pipe 15 (intake pressure). The output voltage is input to the input port 36 via the corresponding AD converter 38. A load sensor 45 that generates an output voltage proportional to the amount of depression of the accelerator pedal 44 is connected to the accelerator pedal 44, and the output voltage of the load sensor 45 is input to the input port 36 via the corresponding AD converter 38. The The crank angle sensor 46 generates an output pulse every time the crankshaft rotates 30 degrees, for example, and this 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 46. On the other hand, the output port 37 is connected to the spark plug 10, the fuel injection valve 11, and the step motor 17 via a corresponding drive circuit 39.
[0018]
Next, the valve operating mechanisms of the intake valve 6 and the exhaust valve 8 will be described with reference to FIGS. As shown in FIG. 2, the intake valve 6 is lifted by an intake cam 53 via a lift amount changing mechanism 51 and a rocker arm 52 described later, and the exhaust valve 8 is lifted by an exhaust cam 55 via a rocker arm 54. Is done. The intake cam 53 is attached to the intake cam shaft 56, while the exhaust cam 55 is attached to the exhaust cam shaft 57. In the present embodiment, the lift amount changing mechanism 51 is provided only on the intake valve 6 side, but may be provided on the exhaust valve 8 side, or provided on both the intake valve 6 side and the exhaust valve 8 side. May be.
[0019]
With reference to FIG. 3 and FIG. 4, the lift amount changing mechanism 51 which is one of the variable valve mechanisms of the present invention will be described. The lift amount changing mechanism 51 can change the lift amount and the operating angle, which are one of the on-off valve characteristics of the intake valve 6. 3 is a perspective view of the lift amount changing mechanism 51, and FIG. 4 is a diagram of a control device for the variable valve mechanism. The lift amount changing mechanism 51 has a mechanism similar to the mediation drive mechanism described in Japanese Patent Laid-Open No. 2001-263015, and will be briefly described below. The lift amount changing mechanism 51 shown in FIG. 3 corresponds to one cylinder of the internal combustion engine. The lift amount changing mechanism 51 includes a cylindrical input unit 61, a cylindrical first swing cam 62 disposed on one side of the input unit 61 in the axial direction of the input unit 61, and the axial direction of the input unit 61. And the cylindrical second rocking cam 63 disposed on the opposite side of the input portion 61 from the one side. Each of the input portion 61 and the swing cams 62 and 63 has a cylindrical through hole extending in the axial direction around the axis, and the support pipe 64 passes through the through hole. The input unit 61 and the swing cams 62 and 63 are each supported by a support pipe 64 and can rotate around the support pipe 64. The support pipe 64 is fixed to the cylinder block 4. Further, the support pipe 64 has a cylindrical through hole extending in the axial direction around the axis thereof, and the control shaft 65 passes through the through hole. The control shaft 65 can slide in the axial direction of the support pipe 64 in the through hole of the support pipe 64.
[0020]
Arms 61a and 61b extend from the outer peripheral surface of the input unit 61 in the radial direction of the input unit 61, and a roller 61c is disposed between the tips of the arms 61a and 61b. As shown in FIG. 2, the roller 61c contacts the cam surface 53a of the intake cam 53, whereby the input unit 61 rotates around the support pipe 64 according to the shape of the cam surface 53a. On the other hand, noses 62 a and 63 a extend from the outer peripheral surfaces of the swing cams 62 and 63 in the radial direction of the swing cams 62 and 63, and these noses 62 a and 63 a can contact the rocker arm 52.
[0021]
Further, a control mechanism (not shown) is accommodated between the input unit 61 and the swing cams 62 and 63 and the control shaft 65. When the control shaft 65 is moved relative to the support pipe 64, the control mechanism rotates the input unit 61 and the swing cams 62 and 63 in opposite directions. In particular, in this embodiment, the control shaft 65 is directed in the direction D with respect to the support pipe 64.₁, The input unit 61 and the swing cams 62 and 63 rotate so that the relative angle between the rollers 61c of the input unit 61 and the noses 62a and 63a of the swing cams 62 and 63 increases. The direction D with respect to the control shaft 65 with respect to the support pipe 64₁Direction D opposite to₂The input unit 61 and the swing cams 62 and 63 rotate so that the relative angle between the roller 61c of the input unit 61 and the noses 62a and 63a of the swing cams 62 and 63 becomes small. When the relative angle between the roller 61c and the nose 62a, 63a increases, the distance between the roller 61c and the nose 62a, 63a increases, and conversely, when the relative angle between the roller 61c and the nose 62a, 63a decreases, the roller 61c and the nose 62a. , 63a becomes shorter.
[0022]
On the other hand, as can be seen from FIG. 2, the amount by which the intake valve 6 is lifted by the intake cam 53 varies depending on the distance between the roller 61c and the noses 62a and 63a. That is, when the distance between the roller 61c and the nose 62a, 63a is increased, the period during which the nose 62a, 63a lifts the intake valve 6 is increased and the lift is increased when the roller 61c comes into contact with the cam nose 53b of the intake cam 53. The amount to do increases. Conversely, when the distance between the roller 61c and the nose 62a, 63a is shortened, the period during which the nose 62a, 63a lifts the intake valve 6 is shortened when the roller 61c comes into contact with the cam nose 53b of the intake cam 53. The amount to lift is also reduced. That is, when the distance between the roller 61c and the noses 62a and 63a is increased, the lift amount of the intake valve 6 is increased and the working angle of the intake valve 6 is also increased, while the distance between the roller 61c and the noses 62a and 63a is decreased. As a result, the lift amount of the intake valve 6 is reduced, and the operating angle of the intake valve 6 is also reduced.
[0023]
Therefore, in the lift amount changing mechanism 51, the control shaft 65 is moved in the first direction D.₁When the valve is moved to, the lift amount of the intake valve 6 increases, and the control shaft 65 is moved in the second direction D.₂When it is moved to, the lift amount of the intake valve 6 becomes small.
[0024]
As shown in FIG. 4, an electric actuator 66 is connected to one end of the control shaft 65. The electric actuator 66 is connected to the ECU 31. A position sensor 67 for detecting the position of the control shaft 65 in the axial direction is disposed near the other end of the control shaft 65. The position sensor 67 can detect the position of the control shaft 65 and the moving speed of the control shaft 65.
[0025]
The electric actuator 66 receives a control pulse signal from the ECU 31, and the connection to the battery 68 is switched between on and off in accordance with the control pulse signal, and the control shaft 65 is moved accordingly. For example, when the control pulse signal from the ECU 31 is turned on, electric power is supplied to the electric actuator 66 from the battery 68, and the electric actuator 66 moves the control shaft 65 in the direction D in FIG.₂The distance between the roller 61c and the noses 62a and 63a is shortened. When the control pulse signal from the ECU 31 is turned off, the supply of electric power from the battery 68 to the electric actuator 66 is cut off, and the electric actuator 66 moves the control shaft 65 in the direction D in FIG.₁To increase the distance between the roller 61c and the noses 62a and 63a. The ECU 31 changes the ON / OFF duty ratio of the control pulse signal (the ratio of the signal ON time to the total of the signal ON time and the OFF time; hereinafter referred to as the duty ratio). As a result, the distance between the roller 61c and the noses 62a and 63a is changed.
[0026]
The valve mechanism of the present invention includes not only the lift amount changing mechanism described above but also a phase angle changing mechanism. The phase angle changing mechanism may be attached to both the intake valve 6 side and the exhaust valve 8 side, or may be attached to any one of these. Hereinafter, a phase angle changing mechanism which is one of the variable valve mechanisms of the present invention will be described with reference to FIG. In the figure, 71 is a phase angle changing mechanism, 72 is an oil control valve (hydraulic actuator; hereinafter referred to as OCV), and 73 is a hydraulic oil pump.
[0027]
The phase angle changing mechanism 71 is a so-called vane type phase angle changing mechanism, and a timing pulley 75 that is rotationally driven by a belt from a crankshaft (not shown) of the internal combustion engine, and a rotational drive that is integrated with the timing pulley 75. And a vane body 79 connected to the camshaft, which is rotatably disposed in the housing 76 and defines an advance hydraulic chamber 77 and a retard hydraulic chamber 78 in the housing 76. I have. In the vane type phase angle changing mechanism 71, the hydraulic oil is supplied to the advance hydraulic chamber 77 and the retard hydraulic chamber 78, whereby the housing 76 and the vane body 79 are relatively rotated to rotate the crankshaft and the cam. The phase angle that is one of the on-off valve characteristics of the intake valve 6 is changed by changing the rotational phase with the shaft. That is, by supplying the hydraulic oil to the advance hydraulic chamber 77 and discharging the hydraulic oil from the retard hydraulic chamber 78, the vane body 79 is rotated relative to the housing 76 toward the side where the phase angle is advanced, By supplying the hydraulic oil to the retard hydraulic chamber 78 and discharging the hydraulic oil from the advance hydraulic chamber 77, the vane body 79 is relatively rotated with respect to the housing 76 in the direction in which the phase angle is retarded. When the phase angle is maintained at a constant phase angle, the hydraulic oil pressure in the advance hydraulic chamber 77 and the retard hydraulic chamber 78 is controlled to the same pressure, so that the housing 76 and the vane body 79 Keep the relative position constant.
[0028]
The control of the hydraulic oil pressure in each of the hydraulic chambers 77 and 78, that is, the supply control of the hydraulic oil to these hydraulic chambers 77 and 78 is performed by the OCV 72. The OCV 72 is a spool valve having a spool 80, and is connected to a hydraulic port 80a communicating with the advance hydraulic chamber 77, a hydraulic port 80b communicating with the retard hydraulic chamber 78, and a hydraulic oil pump 73 driven by the engine output shaft. 80c and two drain ports 80d and 80e. The spool 80 of the OCV 72 operates so that one of the ports 80a and 80b is connected to the port 80c and the other is connected to the drain port.
[0029]
That is, when the spool 80 moves to the right in FIG. 5, the port 80a communicating with the advance hydraulic chamber 77 is connected to the hydraulic oil pump 73 via the port 80c, and the drain port 80d is closed. At the same time, the port 80b communicating with the retarded hydraulic chamber 78 communicates with the drain port 80e. For this reason, hydraulic oil flows from the hydraulic oil pump 73 into the advance hydraulic chamber 77 of the phase angle changing mechanism 71, and the hydraulic pressure in the advance hydraulic chamber 77 is raised to move the vane body 79 in the direction of arrow R in FIG. Push in (advance direction). At this time, the hydraulic oil in the retarded hydraulic chamber 78 passes through the port 80b of the OCV 72 and is discharged from the drain port 80e. For this reason, the vane body 79 rotates in the R direction of FIG.
[0030]
On the other hand, when the spool 80 moves to the left in FIG. 5, the port 80b is connected to the port 80c, and the port 80a is connected to the drain port 80d. As a result, the hydraulic oil flows into the retarded hydraulic chamber 78 and is discharged from the advanced hydraulic chamber 77, so that the vane body 79 is in the direction opposite to the arrow R in FIG. 5 with respect to the housing 76. To turn.
[0031]
When the spool 80 is in the neutral position shown in FIG. 5, both the ports 80a and 80b are closed. In FIG. 5, reference numeral 81 denotes a linear solenoid actuator that drives the spool 80. The linear solenoid actuator 81 receives a control pulse signal from the ECU 31 and moves the spool 80 in accordance with the control pulse signal, thereby changing the position of the vane body 79, that is, the phase angle. For example, when the control pulse signal from the ECU 31 is turned on, the linear solenoid actuator 81 moves the spool 80 to the right in FIG. 5 and causes the hydraulic oil to flow into the advance hydraulic chamber 77. Further, when the control pulse signal from the ECU 31 is turned off, the linear solenoid actuator 81 moves the spool 80 leftward in FIG. 5 so that the hydraulic oil flows into the retarded hydraulic chamber 78. The ECU 31 controls the amount of oil supplied to the hydraulic chambers 77 and 78 by changing the duty ratio.
[0032]
By the way, in the control device for an internal combustion engine, in order to set the air-fuel ratio of the air-fuel mixture combusted in the combustion chamber 5 of the internal combustion engine to the target air-fuel ratio, the air is taken into the combustion chamber 5 when the intake valve is closed. The amount of intake gas (hereinafter referred to as “cylinder intake gas amount Mc”) is estimated, and the fuel injection valve is configured so that the air-fuel ratio of the mixture becomes the target air-fuel ratio based on the estimated cylinder intake gas amount Mc. Defines the amount of fuel injected into the combustion chamber 5 (or intake passage) of the internal combustion engine (hereinafter referred to as “fuel injection amount”). Therefore, in order to accurately set the air-fuel ratio of the air-fuel mixture burned in the combustion chamber 5 of the internal combustion engine to the target air-fuel ratio, it is necessary to accurately estimate the cylinder intake gas amount Mc.
[0033]
Usually, the in-cylinder intake 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. However, in the case where the in-cylinder intake gas amount Mc is estimated using the map in this way, in order to make the estimated value of the in-cylinder intake gas amount Mc more accurate, the number of necessary maps and their arguments are used. The number of will increase. If the number of maps increases in this way, the ROM of the ECU for storing the maps must have a large storage capacity, which increases the manufacturing cost of the control device for the internal combustion engine. Furthermore, in order to create each map, a calibration operation must be performed for each type of internal combustion engine in which the map is used, but the number of measurement points in this calibration operation increases according to the number of maps and the number of arguments thereof. If the number of maps and the number of arguments increase, the number of man-hours for fitting work will increase.
[0034]
Therefore, a control device for an internal combustion engine that calculates the in-cylinder intake gas amount Mc by numerical calculation using various models without using a map has been studied. In such a control device, the number of necessary maps is reduced as much as possible by using a lot of numerical calculations. This greatly reduces the number of man-hours for performing the fitting work, but also reduces the in-cylinder intake gas amount Mc. Can be calculated accurately. Among such control devices, one proposed by the applicant of the present application is a control device equipped with a cylinder intake gas amount model M10 shown in FIG. The cylinder intake gas amount model M10 shown in the figure is the simplest model, and the cylinder intake gas amount model M10 will be described below.
[0035]
The in-cylinder intake gas amount model M10 includes a throttle model M11, an intake pipe model M12, and an intake valve model M13 as shown in FIG. In the throttle model M11, the opening (throttle opening) θt of the throttle valve 18 detected by the throttle opening sensor 41 and the atmospheric pressure around the internal combustion engine detected by the atmospheric pressure sensor 43 (or the upstream intake pipe) 15) Pa, the atmospheric temperature around the internal combustion engine detected by the atmospheric temperature sensor 42 (or the temperature of the air sucked into the upstream intake pipe 15) Ta, and an intake pipe model to be described later The pressure (intake pipe pressure) Pm in the downstream side intake pipe 13 calculated in M12 is input, and the value of each of these input parameters is substituted into a model formula of a throttle model M11 to be described later. The flow rate of air passing through the throttle valve 18 (hereinafter referred to as “throttle valve passing air flow rate mt”) is calculated. The throttle valve passage air flow rate mt calculated in the throttle model M11 is input to the intake pipe model M12.
[0036]
The intake pipe model M12 includes a throttle valve passage air flow rate mt calculated in the throttle model M11 and a flow rate of intake gas flowing into the combustion chamber 5 per unit time described in detail below (hereinafter referred to as “in-cylinder intake gas”). The definition of the in-cylinder intake gas flow rate mc will be described in detail in the intake valve model M13), and the value of each of these input parameters is a model of the intake pipe model M12 described later. By substituting into the equation, the pressure of the intake gas existing in the downstream intake pipe 13 and the surge tank 14 (hereinafter referred to as “intake pipe pressure Pm”) and the downstream intake pipe 13 and the surge tank 14 exist. The temperature of the intake gas (hereinafter referred to as “intake pipe temperature Tm”) is calculated. The intake pipe internal pressure Pm and the intake pipe internal temperature Tm calculated in the intake pipe model M12 are both input to the intake valve model M13, and the intake pipe internal pressure Pm is also input to the throttle model M11.
[0037]
In addition to the intake pipe pressure Pm and the intake pipe temperature Tm calculated in the intake pipe model M12, the atmospheric temperature Ta is input to the intake valve model M13, and the values of these input parameters are set in the intake valve model M13 described later. By substituting into the model equation, the cylinder intake gas flow rate mc is calculated. The calculated in-cylinder intake gas flow rate mc is converted into the in-cylinder intake gas amount Mc, and the fuel injection amount from the fuel injection valve is determined based on the in-cylinder intake gas amount Mc. The in-cylinder intake gas flow rate mc calculated in the intake pipe model M13 is input to the intake pipe model M12.
[0038]
As can be seen from FIG. 6, in the in-cylinder intake gas amount model M10, the value of a parameter calculated in one model is used as an input value to another model. There are only three values inputted to the throttle opening θt, the atmospheric pressure Pa, and the atmospheric temperature Ta, and the cylinder intake gas amount Mc is calculated from these three parameters.
[0039]
Next, the models M11 to M13 of the cylinder intake gas amount model M10 will be described.
In the throttle model M11, 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 opening θt based on the following equation (3). Here, μ in the equation (3) is a flow coefficient in the throttle valve, which is a function of the throttle valve opening θt, and is thus determined from a map as shown in FIG. Further, At represents the opening cross-sectional area of the throttle valve, which is a function of the throttle valve opening θt, and is determined from a map as shown in FIG. Note that μ · At, which is a combination of the flow coefficient μ and the opening cross-sectional area At, may be obtained from the throttle valve opening θt using a single map. Ra is a constant related to a gas constant. Actually, the gas constant is the mass M of gas (air) per mol._lmolThe value divided by.
[Equation 3]

[0040]
Φ (Pm / Pa) is a function shown in the following equation (4), and κ in the equation (4) is a specific heat ratio (constant value). Since this function Φ (Pm / Pa) can be expressed in a graph as shown in FIG. 9, such a graph is stored in the ROM 34 of the ECU 31 as a map, and is actually calculated using equation (4). Alternatively, the value of Φ (Pm / Pa) may be obtained from the map.
[Expression 4]

[0041]
The expressions (3) and (4) of the throttle model M11 are such that the gas pressure upstream of the throttle valve 18 is the atmospheric pressure Pa, the gas temperature upstream of the throttle valve 18 is the atmospheric temperature Ta, and the gas downstream of the throttle valve 18 is Applying the law of conservation of mass, the law of conservation of energy and the law of conservation of momentum to the model of the throttle valve 18 as shown in FIG. , And by using the Mayer relation.
[0042]
In the intake pipe model M12, the intake pipe pressure Pm and the intake pipe temperature Tm are calculated from the throttle valve passage air flow rate mt, the in-cylinder intake gas flow rate mc, and the atmospheric temperature Ta based on the following formulas (5) and (6). Is done. Vm in the equations (5) and (6) is a constant equal to the volume of the downstream side intake pipe 13 and the like (hereinafter referred to as “intake pipe portion”) from the throttle valve 18 to the intake valve 6.
[Equation 5]

[0043]
Here, the intake pipe model M12 will be described with reference to FIG. When the total gas amount (total intake gas amount) in the intake pipe portion is M, the temporal change in the total gas amount M is the flow rate of the gas flowing into the intake pipe portion, that is, the throttle valve passing air flow rate mt, and the intake pipe portion. Therefore, the following equation (7) is obtained from the law of conservation of mass, and the equation of state (Pm · Vm = M) (5) is obtained from R · Tm).
[Formula 6]

[0044]
Further, the amount of time change in the gas energy M · Cv · Tm in the intake pipe portion is equal to the difference between the energy of the gas flowing into the intake pipe portion and the energy of the gas flowing out of the intake pipe portion. Therefore, if the temperature of the gas flowing into the intake pipe portion is the atmospheric temperature Ta and the temperature of the gas flowing out from the intake pipe portion is the intake pipe temperature Tm, the following equation (8) is obtained from the energy conservation law. From (8) and the gas equation of state, equation (6) is obtained.
[Expression 7]

[0045]
In the intake valve model M13, 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 (9). In the equation (9), a and b are intake valves in the case of an internal combustion engine provided with a variable valve mechanism that can change the phase angle (valve timing) and operating angle of the intake valve 6 from the engine speed Ne. 6 is a value determined from the phase angle and the working angle.
[Equation 8]

[0046]
The above-described intake valve model M13 will be described with reference to FIG. In general, the cylinder intake gas amount Mc, which is the amount of intake gas sucked 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. Further, the pressure in the combustion chamber 5 when the intake valve is closed can be regarded as being equal to the pressure of the gas upstream of the intake valve, that is, the intake pipe pressure Pm. Therefore, the cylinder intake gas amount Mc can be approximated as being proportional to the intake pipe pressure Pm.
[0047]
Here, the average amount of all intake gas flowing out from the intake pipe portion per unit time, or the amount of intake gas sucked into all the combustion chambers 5 from the intake pipe portion per unit time is defined as one cylinder. Cylinder intake gas flow rate mc (detailed below) is averaged over the intake stroke (crank angle 180 ° in this embodiment as will be described later). Since it is proportional to the in-pipe pressure Pm, it is considered that the in-cylinder intake gas flow rate mc is also proportional to the intake pipe pressure Pm. From this, the above formula (9) is obtained based on the theory and empirical rules. Note that the value a in the equation (9) is a proportional coefficient, and is obtained from a three-dimensional map using the engine speed Ne, the lift amount instruction value VL of the intake valve 6 and the phase angle instruction value VT of the intake valve 6 as parameters. This three-dimensional map is obtained in advance experimentally or by calculation, and is stored in the ROM 34 of the ECU 31. The value b is a value representing the burnt gas remaining in the combustion chamber 5 (the amount of burnt gas remaining in the combustion chamber 5 when the exhaust valve 8 is closed is a time ΔT described later)._{180 °}Is considered to be divided by. Further, in actual operation, the intake pipe temperature Tm may change greatly during a transition, and therefore Ta / Tm derived based on theory and empirical rule is multiplied as a correction for this.
[0048]
Here, the cylinder intake gas flow rate mc will be described with reference to FIG. 13 when the internal combustion engine has four cylinders. In FIG. 13, the horizontal axis represents the rotation angle of the crankshaft, and the vertical axis represents the flow rate of the intake gas actually flowing into the combustion chamber 5 from the intake pipe portion per unit time. As shown in FIG. 13, in a four-cylinder internal combustion engine, the intake valve 6 is opened in the order of, for example, the first cylinder, the third cylinder, the fourth cylinder, and the second cylinder, and the intake valve 6 corresponding to each cylinder is opened. Intake gas flows from the intake pipe portion into the combustion chamber 5 of each cylinder according to the valve opening amount. For example, the displacement of the flow rate of the intake gas flowing from the intake pipe portion into the combustion chamber 5 of each cylinder is as shown by the broken line in FIG. The flow rate of the intake gas flowing into the engine is as shown by the solid line in FIG. Further, for example, the in-cylinder intake gas amount Mc to the first cylinder is as shown by hatching in FIG.
[0049]
On the other hand, the in-cylinder intake gas flow rate mc is obtained by averaging the amount of intake gas flowing into the combustion chambers of all the cylinders from the intake pipe indicated by the solid line, and is indicated by a one-dot chain line in the drawing. In the cylinder intake gas flow rate mc shown by the one-dot chain line, in the case of four cylinders, the crankshaft is 180 ° (that is, the angle 720 ° at which the crankshaft rotates during one cycle in a four-stroke internal combustion engine) (Angle divided by number) Time required for rotation ΔT_{180 °}Is the in-cylinder intake gas amount Mc. Therefore, ΔT is added to the cylinder intake gas flow rate mc calculated by the intake valve model M13._{180 °}To calculate the cylinder intake gas amount Mc (Mc = mc · ΔT)._{180 °}). More specifically, in consideration of the fact that the in-cylinder intake gas amount Mc is proportional to the pressure when the intake valve is closed, the in-cylinder intake gas flow rate mc when the intake valve is closed is expressed by ΔT._{180 °}Is the in-cylinder intake gas amount Mc.
[0050]
Next, a case where the in-cylinder intake gas amount model M10 is mounted on the control device of the internal combustion engine and the in-cylinder intake gas amount Mc is actually calculated will be described. The in-cylinder intake gas amount Mc is expressed by solving the above equation (3), equation (5), equation (6), and equation (9) using the cylinder intake gas amount model 10. In this case, in order to be processed by the ECU 31, these equations need to be discretized. When the equations (3), (5), (6), and (9) are discretized using the time t and the calculation interval Δt, the following equations (10), (11), and (12) are obtained, respectively. And Equation (13) is obtained. The intake pipe internal temperature Tm (t + Δt) is calculated by equation (14) from Pm / Tm (t + Δt) and Pm (t + Δt) calculated by equations (11) and (12), respectively.
[Equation 9]

[0051]
In the cylinder intake gas amount model M10 implemented in this way, the throttle valve passing air flow rate mt (t) at time t calculated by the equation (10) of the throttle model M11 and the equation (13) of the intake valve model M13. ) And the in-cylinder intake gas flow rate mc (t) calculated at time t is substituted into the expressions (11) and (12) of the intake pipe model M12, whereby the intake pipe internal pressure Pm (t + Δt) at time t + Δt. Then, the intake pipe temperature Tm (t + Δt) is calculated. Next, the calculated Pm (t + Δt) and Tm (t + Δt) are substituted into the equations (10) and (13) of the throttle model M11 and the intake valve model M13, and thereby the throttle valve passing air flow rate mt (t) at time t + Δt. t + Δt) and in-cylinder intake gas flow rate mc (t + Δt) are calculated. Then, by repeating such calculation, the 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 cylinder intake gas flow rate is calculated. The above time ΔT in mc_{180 °}Is multiplied by the in-cylinder intake gas amount Mc at any time t.
[0052]
At the time of starting the internal combustion engine, 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), the calculation in each of the models M11 to M13 is started.
[0053]
In the in-cylinder intake gas amount model M10, the atmospheric temperature Ta and the atmospheric pressure Pa are assumed to be constant, but may be values that change with time, for example, the time is measured by an atmospheric temperature sensor for detecting the atmospheric temperature. The value detected at t is the atmospheric temperature Ta (t), and the value detected at time t by the atmospheric pressure sensor for detecting atmospheric pressure is the atmospheric pressure Pa (t). , And equation (13) may be substituted.
[0054]
Incidentally, as described above, in the intake valve model M13, the proportional coefficient a is determined from a three-dimensional map using the engine speed Ne, the lift amount instruction value VL of the intake valve 6 and the phase angle instruction value VT of the intake valve 6 as parameters. Calculated. Here, the lift amount instruction value VL is a command value from the ECU 31 to the lift amount changing mechanism 51, and the phase angle instruction value VT is a command value from the ECU 31 to the phase angle changing mechanism 71. The lift amount changing mechanism 51 changes the lift amount of the intake valve 6 so as to become the lift amount instruction value VL, and the phase angle changing mechanism 71 changes the phase angle of the intake valve 6 so as to become the phase angle instruction value VT. Let
[0055]
However, the deposit area (particularly carbon) adheres to the valve body of the intake valve 6 and the intake port in the vicinity of the valve body of the intake valve 6, so that the opening area when the intake valve 6 is opened changes. That is, the lift amount (hereinafter referred to as “effective lift amount”) that contributes to the cylinder intake gas amount sucked into the cylinder differs from the actual lift amount of the intake valve 6 due to deposits or the like. Value. Here, the effective lift amount is a lift amount that provides an opening area equivalent to the reduced opening area when the opening area of the intake valve 6 is reduced due to deposit adhesion or the like, and when there is no deposit adhesion or the like. Means.
[0056]
As described above, when the actual lift amount and the effective lift amount of the intake valve 6 are different, that is, when the lift amount instruction value to the intake valve 6 and the effective lift amount are different, naturally, the intake valve model M13. The in-cylinder intake gas amount calculated by the above equation also differs from the actual in-cylinder intake gas amount. That is, when no deposit or the like has occurred, the actual lift amount and the effective lift amount are substantially the same, and therefore, the intake gas amount in the cylinder corresponding to the actual lift amount of the intake valve 6 is reduced. Inhaled into the cylinder. On the other hand, when deposit adheres or the like, the effective lift amount is smaller than the actual lift amount, and the intake air amount of the cylinder intake gas according to the effective lift amount of the intake valve 6 is reduced. Since the gas is sucked into the cylinder, an amount of intake gas smaller than the cylinder intake gas amount corresponding to the actual lift amount of the intake valve 6 is sucked into the cylinder.
[0057]
Therefore, when deposit adhesion or the like occurs, the intake gas of the cylinder intake gas amount corresponding to the lift amount instruction value is sucked into the cylinder, whereas deposit adhesion or the like occurs. In this case, an amount of intake gas smaller than the in-cylinder intake gas amount corresponding to the lift amount instruction value is sucked into the cylinder. However, as described above, the intake valve model M13 estimates the in-cylinder intake gas amount Mc based on the lift amount instruction value VL. Therefore, the in-cylinder intake gas amount Mc is always equal to the value when no deposit adheres. Therefore, when deposit adhesion or the like occurs, a value different from the actual in-cylinder intake gas amount is obtained. Therefore, according to the in-cylinder intake gas amount model M10 as described above, when deposit or the like occurs, the in-cylinder intake gas amount estimated by the intake valve model M13 (hereinafter, “in-cylinder intake gas amount estimated value”). It is highly possible that the actual in-cylinder intake gas amount does not match. In this case, since the fuel injection amount is calculated based on a value different from the actual in-cylinder intake gas amount, the air-fuel ratio of the intake gas cannot be made the target air-fuel ratio, and the combustion state in each cylinder Cannot be maintained optimally.
[0058]
Here, the ratio of the error of the estimated value of the in-cylinder intake gas amount to the actual in-cylinder intake gas amount when deposits or the like occur (hereinafter referred to as “error rate of the estimated value of in-cylinder intake gas amount”), In other words, the value obtained by dividing the difference between the estimated value of the cylinder intake gas amount and the actual cylinder intake gas amount by the actual cylinder intake gas amount differs depending on the lift amount of the intake valve 6. This will be described below. Here, FIG. 14 shows a case where the actual lift amount and the effective lift amount of the intake valve 6 are different due to deposit adhesion or the like. In the figure, the broken line indicates the actual lift amount of the intake valve 6, and the solid line indicates the effective lift amount of the intake valve 6. As can be seen from FIG. 14, when the intake valve 6 performs a standard lift, the ratio of the difference between the actual lift amount and the effective lift amount with respect to the actual lift amount is very small, so that deposits, etc. Even when this occurs, the error rate of the in-cylinder intake gas amount estimation value is small. On the other hand, when the intake valve performs a small lift, the ratio of the difference between the actual lift amount and the effective lift amount relative to the actual lift amount is large. The error rate of the estimated gas amount is large.
[0059]
FIG. 15 shows the relationship between the lift amount of the intake valve 6 and the error rate of the in-cylinder intake gas amount when deposit adhesion or the like occurs. As can be seen from this figure, the error rate of the cylinder intake gas amount is large when the lift amount is small as described above, and the error rate of the cylinder intake gas amount decreases as the lift amount increases.
[0060]
Therefore, according to the control apparatus for an internal combustion engine in the first embodiment of the present invention, the in-cylinder intake gas amount estimated value is set so as to eliminate an error between the in-cylinder intake gas amount estimated value and the actual in-cylinder intake gas amount. Correction control of the cylinder intake gas amount estimation value to be corrected is performed. Hereinafter, the correction control of the in-cylinder intake gas amount estimation value of the present invention will be described.
[0061]
In the correction control of the in-cylinder intake gas amount estimation value, first, the correction function α (VL) for the lift amount instruction value VL is calculated by the correction function calculation control. This correction function is a function for compensating for an error in the cylinder intake gas amount at an arbitrary lift amount instruction value VL. That is, the correction function α (VL) for the lift amount instruction value VL is the in-cylinder intake gas amount estimated value Mc calculated by the intake valve model M13 based on the lift amount instruction value VL._calCorrection cylinder intake gas amount estimated value Mc obtained by multiplying correction function α (VL) by_calm(= Α (VL) · Mc_cal) Is a function that gives the actual in-cylinder intake gas amount.
[0062]
Here, from the relationship between the lift amount shown in FIG. 15 and the error rate of the in-cylinder intake gas amount, when deposits or the like occur in the valve body of the intake valve 6 or the intake port near the valve body of the intake valve 6. In-cylinder intake gas amount estimate Mc_calIn-cylinder intake gas amount Mc for_AFMRatio (hereinafter referred to as "gas amount ratio") Mc_AFM/ Mc_calIt can be seen that there is a certain relationship between the lift amount and the lift amount. That is, as indicated by f (VL) and α (VL) in FIG. 16, the gas amount ratio is considerably smaller than 1 when the lift amount is small, and the gas amount ratio approaches 1 as the lift amount increases from there. . Such a tendency appears similarly regardless of the amount of deposit adhesion. That is, the ratio of the value obtained by subtracting the gas amount ratio in the deposit amount of one deposit from 1 to the value obtained by subtracting the gas amount ratio in the deposit amount of another deposit from 1 is always almost equal for any lift amount. It is the same ratio.
[0063]
Therefore, according to the first embodiment of the present invention, a gas amount ratio with respect to an arbitrary lift amount VL when the deposit adhesion amount is a certain constant amount is experimentally determined in advance as a reference gas amount ratio f (VL). Or it calculates | requires by calculation (refer FIG. 16). In use, a relatively small lift amount VL₀Gas ratio Mc in the case of_AFM/ Mc_calThat is, this lift amount VL₀Correction function α (VL₀) Is detected. At this time, this lift amount VL₀In-cylinder intake gas amount Mc at_AFMIs calculated based on the intake pipe passing air flow rate detected by an air flow meter 19 that detects the flow rate of air passing through the upstream intake pipe 15 and the like.
[0064]
As described above, the ratio between values obtained by subtracting the gas amount ratio at one lift amount from 1 is always substantially the same as the ratio between values obtained by subtracting the gas amount ratio at other lift amounts from 1. That is, the detected lift amount VL₀Correction function α (VL₀) Subtracted from 1 and this lift amount VL₀Reference gas amount ratio f (VL₀) Is subtracted from 1, the value obtained by subtracting the correction function α (VL) at an arbitrary lift amount VL from 1, and the reference gas amount ratio f (VL) at this arbitrary lift amount VL is subtracted from 1. Is equal to the ratio of Therefore, the following equation (15) is established, and the equation (16) of the correction function α (VL) at an arbitrary lift amount VL is calculated by modifying the equation (15).
[Expression 10]

[0065]
The lift amount VL described above₀In this case, the detection of the gas amount ratio is performed during a period in which the in-cylinder intake gas amount is increased to the lift amount of the intake valve (hereinafter referred to as “lift amount-dependent operation state”). The lift amount dependent operation state means, for example, an operation state in which the intake valve passing gas flow velocity reaches a sonic speed or a speed close to the sonic speed while the intake valve is opened, such as an engine speed, an intake valve lift amount indication value, etc. It is judged from. This is a condition where the intake valve passage air flow velocity reaches the sonic speed, and even if the intake pipe pressure fluctuates slightly, the intake valve passage air flow velocity remains substantially constant, and the in-cylinder intake gas amount is hardly affected. It depends.
[0066]
Alternatively, the lift amount dependent operation state means an operation state in which the engine operation state is a steady state and the lift amount instruction value is equal to or less than a predetermined lift amount, and is determined from the engine speed, the engine load, and the lift amount instruction value. Is done. Here, in this specification, the “steady state” means an engine operating state in which the output from the load sensor 45, that is, the target torque and the engine speed hardly change, and an operating state that is not a transient state. The “transient state” means an engine operating state in which at least one of the target torque and the engine speed changes.
[0067]
When the engine operating state is in a steady state, operating parameters that affect the lift amount of the intake valve and other in-cylinder intake gas amount hardly change. Therefore, the detection error of the sensor or the like can be compensated for by taking an average during the steady state. Further, for example, when the engine operation state is such that the lift amount instruction value is large and the in-cylinder intake gas amount is mainly determined according to the intake pipe pressure, the in-cylinder intake gas amount is not determined according to the lift amount. It is preferable to prohibit detection of the gas amount ratio. Therefore, the detection of the gas amount ratio is preferably performed when the lift amount instruction value is small. Further, since the value obtained by subtracting the gas amount ratio from 1 becomes larger as the lift amount is smaller, the detection of the gas amount ratio is detected from the viewpoint that the calculation error of the correction function α (VL) can be reduced. This is preferably done when the value is small. The predetermined lift amount is a maximum value of the lift amount such that the in-cylinder intake gas amount is mainly determined according to the lift amount of the intake valve, and changes according to the engine speed or the like.
[0068]
In the above-described embodiment, the deviation in the relationship between the lift amount and the in-cylinder intake gas amount is compensated. However, not only this relationship but also the deviation in the relationship between the phase angle and the in-cylinder intake gas amount is compensated. You may do it.
[0069]
Next, a control routine for correction function calculation control will be described with reference to the flowchart of FIG. First, in step 101, the engine speed Ne is obtained from the crank angle sensor 46 of the internal combustion engine, and the lift amount instruction value VL from the ECU 31 to the intake valve 6 is obtained. Next, at step 102, it is determined whether or not the engine operating state is in an operating state that satisfies the correction function calculation condition. The operating state satisfying the correction function calculation condition means, for example, a case where the engine operating state is in a lift amount dependent operating state, or a case where the engine operating state is in a steady state and the lift amount instruction value VL is equal to or less than a predetermined value. . The predetermined value is, for example, the lift amount when the reference gas amount ratio f (VL) curve shown in FIG. If it is determined in step 102 that the engine operating state is not in an operating state that satisfies the correction function calculation condition, the control routine is terminated.
[0070]
On the other hand, if it is determined in step 102 that the engine operating state is in the operating state that satisfies the correction function calculation condition, the process proceeds to step 103. In step 103, the lift amount instruction value VL₀In-cylinder intake gas amount estimate Mc based on intake valve model M13_calIs estimated. Next, at step 104, the actual in-cylinder intake gas amount Mc at the lift amount instruction value VL based on the output of the air flow meter 19._AFMIs calculated. In step 105, the lift amount instruction value VL calculated in step 103 is displayed.₀In-cylinder intake gas amount estimate Mc at_calAnd the lift amount instruction value VL calculated in step 104₀In-cylinder intake gas amount Mc at_AFMFrom this, the lift instruction value VL₀Value α (VL) of the correction function α at₀) Is calculated (α (VL₀) ← Mc_AFM/ Mc_cal). Next, at step 106, a certain lift amount instruction value VL₀And this lift amount instruction value VL₀Correction function α (VL₀), The correction function α (VL) at an arbitrary lift amount instruction value VL is calculated based on the above equation (16), and the control routine is terminated.
[0071]
In the in-cylinder intake gas amount estimated value correction control according to the present invention, the in-cylinder intake gas amount estimated value is corrected as follows using the correction function α (VL) calculated in the correction function calculation control described above. To do. That is, the in-cylinder intake gas amount estimated value Mc estimated by the intake valve model M13._calIs multiplied by a correction function α (VL) for the lift amount instruction value VL used at the time of calculating the in-cylinder intake gas amount estimated value. The corrected in-cylinder intake gas amount estimated value Mc calculated in this way_calm(= Α (VL) · Mc_cal), The corrected in-cylinder intake gas amount estimated value Mc_calmBased on this, the fuel injection amount is determined so as to be the target air-fuel ratio.
[0072]
The corrected in-cylinder intake gas amount estimated value Mc calculated in this way_calmIs the estimated cylinder intake gas amount Mc_calTherefore, the actual amount of intake gas in the cylinder is almost the same. Therefore, this corrected in-cylinder intake gas amount estimated value Mc_calmIf the fuel injection amount is calculated so that the target air-fuel ratio is achieved based on the it can.
[0073]
In the intake valve model M13, the cylinder intake gas flow rate mc is calculated, and the calculated value of the cylinder intake gas flow rate mc is used in the intake pipe model M12. This in-cylinder intake gas flow rate mc does not take into account the influence of deposit adhesion or the like in each cylinder, and correction is necessary when deposit adhesion or the like occurs. Therefore, it is preferable to substitute a value obtained by multiplying the in-cylinder intake gas amount mc calculated in the intake valve model M13 by the correction function α (VL) into the model expression of the intake pipe model M12. However, while the correction function α (VL) is a value determined for each cylinder, the in-cylinder intake gas flow rate mc is an average value in all the cylinders, and thus the value is calculated in consideration of this. There is a need. Therefore, for example, when the internal combustion engine has four cylinders, the correction functions from the first cylinder to the fourth cylinder are expressed as α.₁To α₄Then, it is necessary to substitute mc ′ calculated as in Expression (17) into the model expression of the intake pipe model M12.
## EQU11 ##

[0074]
Next, a control routine for correction control of the in-cylinder intake gas amount estimation value according to the present invention will be described with reference to FIG. First, at step 121, the engine speed Ne is acquired from the crank angle sensor 46, and the lift amount instruction value VL and the phase angle instruction value VT of the intake valve 6 are acquired from the ECU 31. Next, at step 122, the in-cylinder intake gas amount estimated value Mc from the equation (9) of the intake valve model M13 based on the lift amount instruction value VL and the like._calIs calculated. In step 123, the correction function α (VL) for the lift amount instruction value VL at this time is obtained by substituting the lift amount instruction value VL acquired in step 122 into the correction coefficient calculated by the correction function calculation control described above. Calculated. Next, at step 124, the cylinder intake gas amount estimated value Mc calculated at step 122 is calculated._calIs multiplied by the correction function α (VL) calculated in step 123 to obtain a corrected in-cylinder intake gas amount estimated value Mc._calmIs calculated (Mc_calm← α (VL) ・ Mc_cal), The control routine is terminated. Then, the corrected in-cylinder intake gas amount estimated value Mc calculated in this way_calmIs calculated so that the air-fuel ratio of the intake gas sucked into each cylinder becomes the target air-fuel ratio AFt (TAU ← Mc_calm/ AFt). Thus, each cylinder fuel injection amount TAU is determined, and fuel of the fuel injection amount TAU calculated from the fuel injection valve 11 is injected.
[0075]
In the above embodiment, the in-cylinder intake gas amount estimation value calculated by the intake valve model M13 is corrected, but the intake valve 6 is lifted based on the lift amount instruction value and proportional to the intake valve model M13. You may correct | amend the lift amount instruction | indication value which is a parameter at the time of calculating the coefficient a.
[0076]
Next, a second embodiment of the present invention will be described. The configuration of the control device for the internal combustion engine of the second embodiment is basically the same as the configuration of the internal combustion engine of the first embodiment. However, in the second embodiment, control different from the control of the first embodiment is performed. That is, in the first embodiment, control is performed to correct the in-cylinder intake gas amount estimated value when the estimated in-cylinder intake gas amount is different from the actual in-cylinder intake gas amount. Does not correct the estimated value of in-cylinder intake gas, but corrects the lift amount of the intake valve so that the actual in-cylinder intake gas amount is substantially the same as the estimated value of in-cylinder intake gas. Injection amount calculation control for calculating the fuel injection amount based on the estimated value is performed. Hereinafter, the lift amount correction control in the second embodiment will be described.
[0077]
As described with reference to FIG. 14, when deposits adhere to the valve body of the intake valve 6 or the intake port near the valve body of the intake valve 6, the effective lift amount with respect to the lift amount instruction value becomes small. . Therefore, in the lift amount correction control of the second embodiment, the lift amount instruction value is corrected to be a corrected lift amount instruction value, and the intake valve 6 is lifted so as to be the corrected lift amount instruction value. Here, the corrected lift amount instruction value is a value such that the effective lift amount when the intake valve 6 is lifted so as to be the corrected lift amount instruction value is substantially the same as the lift amount instruction value.
[0078]
On the other hand, the in-cylinder intake gas amount estimation value is estimated by the intake valve model M13 using the uncorrected lift amount instruction value. At this time, as described above, since the effective lift amount is substantially the same as the lift amount instruction value, the in-cylinder intake gas amount estimated value is substantially the same as the actual in-cylinder intake gas amount. Therefore, if the fuel injection amount is calculated so that the air-fuel ratio of the intake gas becomes the target air-fuel ratio based on the estimated value of the in-cylinder intake gas amount, the actual air-fuel ratio of the intake gas is substantially equal to the target air-fuel ratio. The engine operating state can be maintained optimally in accordance with the fuel ratio.
[0079]
Therefore, in the injection amount calculation control of the present embodiment, first, the lift correction amount β is calculated. This lift correction amount β corresponds to the lift amount of the intake valve 6 which becomes smaller due to deposit adhesion or the like. That is, the lift correction amount β is a lift amount such that a lift amount (VL−β) obtained by subtracting the lift correction amount β from the lift amount instruction value VL becomes an effective lift amount.
[0080]
Here, the lift amount of the intake valve 6 that becomes smaller due to deposit adhesion or the like, that is, the lift correction amount β and the gas amount ratio (the estimated value Mc in-cylinder intake gas Mc_calIn-cylinder intake gas amount Mc for_AFMThere is a certain relationship as shown in FIG. FIG. 19 is a diagram showing the relationship between the gas amount ratio and the lift correction amount β, and describes three cases in which the lift amount of the intake valve differs when the gas amount ratio is detected. Where VL₁Is the case where the lift amount of the intake valve is the largest, and VL₃Is the case where the lift amount of the intake valve is the smallest.
[0081]
Accordingly, a graph as shown in FIG. 19 is obtained in advance by experiment or calculation for all lift amounts, and is stored in the ROM 34 of the ECU 31 as a map. In use, the gas amount ratio Mc when the lift amount is arbitrary._AFM/ Mc_calIs detected. At this time, the actual in-cylinder intake gas amount Mc_AFMIs a value detected by the air flow meter 19, and the in-cylinder intake gas amount estimated value Mc_calIs a value calculated by the intake valve model 13 based on a lift amount command value from the ECU 31. The lift correction amount β can be calculated from the map shown in FIG. 19 based on the gas amount ratio and the lift amount at the time of detecting the gas amount ratio.
[0082]
Next, a control routine for lift correction amount calculation control will be described with reference to the flowchart of FIG. Steps 141 to 144 are the same as steps 101 to 104 in FIG. In step 145, the gas amount ratio Mc based on the values detected and calculated in step 143 and step 144._AFM/ Mc_calIs calculated, and the calculated gas amount ratio Mc_AFM/ Mc_calThe lift correction amount β is calculated from the map shown in FIG. 19 based on the lift amount instruction value acquired in step 141.
[0083]
In the injection amount calculation control of the present embodiment, the lift correction amount β described above is added to the lift amount instruction value VL, and the value is set as the corrected lift amount instruction value VL ′ (VL ′ ← VL + β). Therefore, this corrected lift amount instruction value VL 'is transmitted to the lift amount changing mechanism 51, and the intake valve 6 is lifted so as to become this corrected lift amount instruction value VL'. Since the lift correction amount β corresponds to the lift amount of the intake valve 6 that becomes smaller due to deposit adhesion or the like, the effective lift amount at this time is substantially the same as the lift amount instruction value VL before correction. Therefore, the actual in-cylinder intake gas amount is an amount corresponding to the lift amount instruction value VL before correction. Here, the cylinder intake gas amount estimation value Mc_calIs calculated using the intake valve model M13 based on the lift amount instruction value VL before correction. Therefore, the in-cylinder intake gas amount estimated value Mc_calIs substantially the same as the actual in-cylinder intake gas amount. Therefore, this cylinder intake gas amount estimation value Mc_calBy calculating the fuel injection amount TAU so that the air-fuel ratio of the intake gas becomes the target air-fuel ratio, the actual air-fuel ratio of the intake gas can be made substantially the target air-fuel ratio, and the engine operating state is optimized. Can be maintained.
[0084]
Next, the control routine of the injection amount calculation control of this embodiment will be described with reference to FIG. First, at step 161, the engine speed Ne is obtained from the crank angle sensor 46, and the lift amount instruction value VL and the phase angle instruction value VT of the intake valve 6 are obtained from the ECU 31. Next, at step 162, the corrected lift amount instruction value VL ′ is calculated by adding β calculated by the lift correction amount calculation control shown in FIG. 20 to the lift amount instruction value VL (VL ′ ← VL + β). . In step 163, the intake valve 6 is lifted based on the corrected lift instruction value VL '. Next, at step 164, the cylinder intake gas amount estimated value Mc by the intake valve model M13 based on the uncorrected lift amount instruction value VL._calIs estimated. In step 165, the cylinder intake gas amount estimated value Mc calculated in step 164 is calculated._calBased on this, the fuel injection amount TAU is calculated so that the air-fuel ratio of the intake gas becomes the target air-fuel ratio, and the control routine is terminated.
[0085]
In the above embodiment, the map as shown in FIG. 19 is obtained for all lift amounts, but a map for only a specific lift amount is obtained, and the lift correction amount when the specific lift amount is reached. May be calculated.
[0086]
In the above embodiment, the in-cylinder intake gas amount estimated value is estimated from the lift amount instruction value VL via the intake valve model M13. However, the present invention is not limited to the intake valve model M13, and other models may be used. In addition, a map or the like may be used instead of the model.
[0087]
In the present specification, the lift amount of the intake valve 6 means the amount by which the intake valve 6 is lifted when the intake valve 6 is lifted most. Further, the operating angle of the intake valve 6 means an angle at which the crankshaft rotates during a period in which the intake valve 6 is open, and is substantially synonymous with a valve opening period of the intake valve 6. Furthermore, the phase angle of the intake valve 6 means the rotational phase of the crankshaft when the intake valve 6 is most open, and is substantially synonymous with the valve opening timing and the valve timing.
[0088]
【The invention's effect】
According to the first and second inventions, the corrected in-cylinder intake gas amount has substantially the same value as the actual in-cylinder intake gas amount by eliminating the influence of deposit adhesion and the like on the intake valve and the like. Therefore, the in-cylinder intake gas amount with a small estimation error due to deposits or the like on the intake valve is estimated.
[0089]
According to the third aspect of the present invention, the estimated in-cylinder intake gas amount and the actual in-cylinder in-cylinder amount are obtained by lifting the intake valve based on the corrected lift amount instruction value that takes into account the influence of deposits and the like on the intake valve. The intake gas amount is almost the same, and therefore the in-cylinder intake gas amount with a small estimation error due to deposit adhesion to the intake valve or the like is estimated.
[Brief description of the drawings]
1 shows an overall view of an internal combustion engine equipped with a control device of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged view of a part of the internal combustion engine.
FIG. 3 is a view showing a working angle changing mechanism.
FIG. 4 is a diagram of a control device for a working angle changing mechanism.
FIG. 5 is a diagram showing a phase angle changing mechanism.
FIG. 6 is a diagram showing an intake gas amount model used in the present invention.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between a throttle valve opening and a flow coefficient.
FIG. 8 is a diagram showing a relationship between a throttle valve opening and an opening cross-sectional area.
FIG. 9 is a diagram illustrating a function Φ (Pm / Pa).
FIG. 10 is a diagram showing a basic concept of a throttle model.
FIG. 11 is a diagram showing a basic concept of an intake pipe model.
FIG. 12 is a diagram showing a basic concept of an intake valve model.
FIG. 13 is a diagram relating to definitions of in-cylinder charged gas amount and in-cylinder intake gas amount.
FIG. 14 is a diagram showing a difference in lift amount depending on the presence or absence of deposits or the like.
FIG. 15 is a diagram illustrating a relationship between a lift amount and an intake gas amount error rate.
FIG. 16 is a diagram showing a relationship between a lift amount and a gas amount ratio.
FIG. 17 is a flowchart of correction function calculation control.
FIG. 18 is a flowchart of correction control of an estimated value of in-cylinder intake gas amount.
FIG. 19 is a diagram showing a relationship between a gas amount ratio and a lift correction amount.
FIG. 20 is a flowchart of lift correction amount calculation control.
FIG. 21 is a flowchart of injection amount calculation control.
[Explanation of symbols]
1 ... Engine body
5 ... Combustion chamber
6 ... Intake valve
7 ... Intake port
8 ... Exhaust valve
11 ... Fuel injection valve
13 ... Downstream intake pipe
14 ... Surge tank
15 ... Upstream intake pipe
18 ... Throttle valve
51 ... Lift amount changing mechanism
71: Phase angle changing mechanism

Claims (4)

In a control device for an internal combustion engine, comprising: an intake valve having a variable lift amount; and a main gas amount estimating means for estimating a cylinder intake gas amount based on a lift amount instruction value to the intake valve.
A detection device for detecting the intake pipe passage air flow rate, and a sub-gas amount calculation means for calculating an actual in-cylinder intake gas amount based on the intake pipe passage air flow rate detected by the detection device; The difference or ratio between the in-cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimation unit and the actual in-cylinder intake gas amount calculated by the sub-gas amount calculation unit is calculated and estimated by the main gas amount estimation unit. A control device for an internal combustion engine that controls the internal combustion engine based on a corrected in-cylinder intake gas amount obtained by correcting the calculated in-cylinder intake gas amount based on the calculated difference or ratio. The corrected in-cylinder intake gas amount is calculated based on the in-cylinder intake gas amount Mc _cal estimated by the main gas amount estimation unit based on the lift amount instruction value VL to the intake valve and the correction function α ( VL) is a value Mc _cal · α (VL), and the correction function α (VL) is f (VL) as a basic correction function for the lift amount of the intake valve, and the main gas at a predetermined lift amount VL ₀ . When the ratio of the actual in-cylinder intake gas amount calculated by the sub-gas amount calculation unit to the in-cylinder intake gas amount estimated by the amount estimation unit is α (VL ₀ ), the calculation is performed by the following equation (1). Item 2. A control device for an internal combustion engine according to Item 1.

An intake valve having a variable lift amount; and a main gas amount estimating means for calculating an in-cylinder intake gas amount based on a lift amount instruction value to the intake valve, and the in-cylinder estimated by the main gas amount estimating means In a control device for an internal combustion engine that controls the internal combustion engine based on an intake gas amount,
A detection device for detecting the intake pipe passage air flow rate, and a sub-gas amount calculation means for calculating an actual in-cylinder intake gas amount based on the intake pipe passage air flow rate detected by the detection device; The difference or ratio between the cylinder intake gas amount estimated by the main gas amount estimation means and the cylinder intake gas amount calculated by the sub gas amount calculation means is calculated. Alternatively, the intake valve is lifted based on the corrected lift amount instruction value obtained by correcting the lift amount instruction value based on the ratio, and the main gas amount estimating means calculates the in-cylinder intake gas amount based on the lift amount instruction value before correction. A control device for an internal combustion engine to be estimated. The control apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3, wherein the predetermined period is a period in which the intake valve passage gas flow velocity becomes substantially sonic while the intake valve is open.

Images