JP2011058377A - 内燃機関の筒内ガス温度推定装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ピストンの頂部にキャビティが形成される場合において筒内ガスの温度を精度良く推定し得る内燃機関の筒内ガス温度推定装置を提供すること。
【解決手段】筒内ガス温度の推定に際し、クランク角度がＴＤＣを含むＣＡ１〜ＣＡ２の範囲外では、筒内ガスの全てがキャビティ外に存在すると仮定され、シリンダ側壁に対するスワール流速Ｖ１に基づく熱伝達率ｈ１を用いて算出される「筒内ガスとシリンダ側壁との間の熱伝達量」に基づき筒内ガスの熱損失量が算出される（ステップ１０１８）。クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲内では、筒内ガスの全てがキャビティ内に存在すると仮定され、スピンアップにより増速されたキャビティ側壁に対するスワール流速Ｖ２（＞Ｖ１）に基づく熱伝達率ｈ２（＞ｈ１）を用いて算出される「筒内ガスとキャビティ側壁との間の熱伝達量」に基づき筒内ガスの熱損失量が算出される（ステップ１０３６）。
【選択図】図１０

Description

本発明は、内燃機関の燃焼室に吸入されている筒内ガスの温度を推定する内燃機関の筒内ガス温度推定装置に関する。筒内ガスには新気に加えてＥＧＲガスが含まれ得る。筒内ガスには燃料噴霧は含まれない。

近年、筒内ガスの温度（特に、圧縮上死点での圧縮端温度等）を精度良く推定し、その推定結果に基づいて燃焼を精度良く制御する要求が高まってきている。特に、圧縮による自己着火により混合気（筒内ガスと燃料噴霧とが混ざり合って形成される）が燃焼を開始するディーゼル機関においては、機関の運転状態に応じて着火時期を適切に制御する必要がある。この着火時期は着火前の筒内ガス温度に大きく依存する。従って、着火時期を適切に制御するためにも筒内ガス温度を精度良く推定する必要がある。

このような観点に基づき、下記特許文献１に記載の装置では、筒内ガスの温度が、燃焼室の容積変化に基づく筒内ガス温度の変化分に加えて、筒内ガスと燃焼室壁との間の熱伝達による筒内ガスの熱損失分にも基づいて推定されるようになっている。この熱損失分は、筒内ガスと燃焼室壁との間の熱伝達率と、熱伝達に係わる燃焼室壁の表面積と、筒内ガスと燃焼室壁との温度差とに基づいて算出されている。

特開２００７−７７８３８号公報

ところで、燃焼効率の向上等の観点より、ピストンの頂部にキャビティが形成される場合がある。この場合、キャビティ外に存在する筒内ガスについての熱伝達は、主としてシリンダの壁（特に、シリンダ側壁）と間で行われ、キャビティ内に存在する筒内ガスについての熱伝達は、主としてキャビティの壁（特に、キャビティ側壁）との間で行われる。

一般に、シリンダ壁とキャビティ壁とでは、壁温度が異なることに加え、壁に対する筒内ガスのスワール流の相対流速（スワール流速）も異なる。壁に対するスワール流速が異なると、筒内ガスと壁との間の熱伝達率も異なる。従って、ピストンの頂部にキャビティが形成される場合において筒内ガスの温度を精度良く推定するためには、筒内ガスとシリンダ壁との熱伝達と、筒内ガスとキャビティ壁との熱伝達とを個別に扱う必要があると考えられる。

しかしながら、上記文献に記載の装置では、筒内ガスとシリンダ壁との熱伝達と、筒内ガスとキャビティ壁との熱伝達とを個別に扱う点について何らの考慮がなされていない。従って、筒内ガス温度を精度良く推定する上で改善の余地があった。

本発明は、かかる課題に対処するためになされたものであって、その目的は、ピストンの頂部にキャビティが形成される場合において筒内ガスの温度を精度良く推定し得る内燃機関の筒内ガス温度推定装置を提供することにある。

即ち、本発明に係る筒内ガス温度推定装置は、少なくとも内燃機関のシリンダと、頂部にキャビティが形成されたピストンとにより画定された燃焼室内に吸入されている筒内ガスの温度を推定する。ピストンの頂部にキャビティが形成されている場合、燃焼室内にて、吸気流に起因して筒内ガスのスワール流（シリンダ側壁・キャビティ側壁に沿う周方向の流れ）が発生することに加えて、シリンダに対するピストンの移動に起因して筒内ガスのスキッシュ流（キャビティの外から内及び内から外への径方向の流れ）が発生する。

この筒内ガス温度推定装置では、クランク角度が圧縮上死点を含む所定範囲の外では筒内ガスの大部分がキャビティ外に存在し、クランク角度が前記所定範囲内では筒内ガスの大部分がキャビティ内に存在すると想定される。ここで、前記所定範囲としては、例えば、スキッシュ流におけるキャビティへ流入する方向の流速が最大となるクランク角度（第１クランク角度）からスキッシュ流におけるキャビティから流出する方向の流速が最大となるクランク角度（第２クランク角度）までの範囲が使用され得る。なお、第１、第２クランク角度は内燃機関の運転速度によらず一定である。

加えて、通常、シリンダは円筒状の側壁（直径＝第１直径）を備え、キャビティはシリンダ側壁と同軸的に配置された円筒状の側壁（直径＝第２直径（＜第１直径））を備える。この場合、角運動量保存則等を考慮すると、筒内ガスの大部分がキャビティ内に存在する場合におけるキャビティ内でのスワール流（即ち、キャビティ側壁に対するスワール流）の流速（第２流速）は、筒内ガスの大部分がキャビティ外に存在する場合におけるキャビティ外でのスワール流（即ち、シリンダ側壁に対するスワール流）の流速（第１流速）よりも大きい。具体的には、角運動量保存則を考慮すると、第２流速は、第１流速に「第２直径に対する第１直径の割合（第１直径／第２直径）」を乗じた値に決定され得る。

ここで、壁に対するスワール流速が大きいほど、壁と筒内ガスとの間の熱伝達率が大きくなる。従って、筒内ガスの大部分がキャビティ内に存在する場合における筒内ガスとキャビティ側壁との間の熱伝達率は、筒内ガスの大部分がキャビティ外に存在する場合における筒内ガスとシリンダ側壁との間の熱伝達率よりも大きい。

係る想定のもと、この装置では、クランク角度が前記所定範囲外では、第１熱伝達率を用いて算出される筒内ガスとシリンダ壁（側壁、内壁）との間の熱伝達の量に基づいて筒内ガスの熱損失量が算出される。一方、クランク角度が前記所定範囲内では、第１熱伝達率よりも大きい第２熱伝達率を用いて算出される筒内ガスとキャビティ壁（側壁、内壁）との間の熱伝達の量に基づいて筒内ガスの熱損失量が算出される。そして、このように算出された筒内ガスの熱損失量に基づいて筒内ガスの温度が推定される。

上記構成によれば、筒内ガスとシリンダ壁との熱伝達と筒内ガスとキャビティ壁との熱伝達とが個別に扱われる。従って、筒内ガスに接触する壁との間での筒内ガスの熱損失の量が精度良く推定され得、この結果、筒内ガス温度が精度良く推定され得る。

上記本発明に係る筒内ガス温度推定装置においては、クランク角度が前記所定範囲外では筒内ガスの全てがキャビティ外に存在し、クランク角度が前記所定範囲内では筒内ガスの全てがキャビティ内に存在すると考えることもできる。この場合、クランク角度が前記所定範囲外では、筒内ガスの熱損失量として、第１熱伝達率を用いて算出される筒内ガスとシリンダ壁との間の熱伝達量そのものが使用され、前記クランク角度が前記所定範囲内では、筒内ガスの熱損失量として、第２熱伝達率を用いて算出される筒内ガスとキャビティ壁との間の熱伝達量そのものが使用され得る。これにより、筒内ガスの熱損失量の計算に要する負荷が極力小さくされ得る。

他方、上記本発明に係る筒内ガス温度推定装置においては、筒内ガスがキャビティ内外に存在するとともに、クランク角度が前記所定範囲外ではキャビティ内外の何れの筒内ガスも第１流速のスワール流を形成し、クランク角度が前記所定範囲内ではキャビティ外の筒内ガスが第１流速のスワール流を形成しキャビティ内の筒内ガスが第２流速のスワール流を形成していると考えることもできる。この場合、クランク角度が前記所定範囲外では、筒内ガスの熱損失量として、第１熱伝達率を用いて算出される筒内ガスとシリンダ壁との間の熱伝達量と第１熱伝達率を用いて算出される筒内ガスとキャビティ壁との間の熱伝達量との和が使用され、クランク角度が前記所定範囲内では、筒内ガスの熱損失量として、第１熱伝達率を用いて算出される筒内ガスとシリンダ壁との間の熱伝達量と第２熱伝達率を用いて算出される筒内ガスとキャビティ壁との間の熱伝達量との和が使用され得る。これにより、筒内ガスの熱損失量の計算精度が極力良くされ得る。

上記本発明に係る筒内ガス温度推定装置においては、クランク角度が微小クランク角度だけ進行する毎に、筒内ガスの温度変化量が逐次算出されるとともにその温度変化量が逐次積算されていくことにより筒内ガスの温度が逐次推定されていくように構成され得る。この場合、具体的には、クランク角度が微小クランク角度だけ進行する毎に、燃焼室の容積の変化に基づく筒内ガス温度の変化分（第１変化分）と、前記微小クランク角度分に対応する筒内ガスの熱損失量に基づく筒内ガス温度の変化分（第２変化分）とが逐次算出され得る。そして、クランク角度が微小クランク角度だけ進行する毎に、これらの第１、第２変化分に基づいて筒内ガスの温度変化量が逐次算出され得る。

本発明の第１実施形態に係る内燃機関の筒内ガス温度推定装置を４気筒内燃機関（ディーゼル機関）に適用したシステム全体の概略構成図である。 図１に示したディーゼル機関における燃焼室の形状を示した模式図である。 クランク角度に対する筒内ガス温度の変化の一例を示したグラフである。 クランク角度に対するスキッシュ流速の変化の一例を示したグラフである。 図１に示した装置において想定される圧縮行程中期における、筒内ガスの存在領域、及びスワールの状態を示した模式図である。 図１に示した装置において想定される圧縮行程の第１クランク角度直前における、筒内ガスの存在領域、スワールの状態、及びスキッシュの状態を示した模式図である。 図１に示した装置において想定される圧縮上死点近傍における、筒内ガスの存在領域、及びスワールの状態を示した模式図である。 図１に示した装置において想定される膨張行程の第２クランク角度直前における、筒内ガスの存在領域、スワールの状態、及びスキッシュの状態を示した模式図である。 図１に示した装置において想定される膨張行程中期における、筒内ガスの存在領域、及びスワールの状態を示した模式図である。 図１に示したＣＰＵが実行する筒内ガス温度の計算を行うためのルーチンを示したフローチャートである。 本発明の第２実施形態に係る内燃機関の筒内ガス温度推定装置において想定される圧縮行程中期における、筒内ガスの存在領域、及びスワールの状態を示した模式図である。 本発明の第２実施形態に係る内燃機関の筒内ガス温度推定装置において想定される圧縮行程の第１クランク角度直前における、筒内ガスの存在領域、スワールの状態、及びスキッシュの状態を示した模式図である。 本発明の第２実施形態に係る内燃機関の筒内ガス温度推定装置において想定される圧縮上死点近傍における、筒内ガスの存在領域、及びスワールの状態を示した模式図である。 本発明の第２実施形態に係る内燃機関の筒内ガス温度推定装置において想定される膨張行程の第２クランク角度直前における、筒内ガスの存在領域、スワールの状態、及びスキッシュの状態を示した模式図である。 本発明の第２実施形態に係る内燃機関の筒内ガス温度推定装置において想定される膨張行程中期における、筒内ガスの存在領域、及びスワールの状態を示した模式図である。 本発明の第２実施形態に係る内燃機関の筒内ガス温度推定装置のＣＰＵが実行する筒内ガス温度の計算を行うためのルーチンを示したフローチャートである。

以下、本発明による内燃機関（ディーゼル機関）の筒内ガス温度推定装置の各実施形態について図面を参照しつつ説明する。

（第１実施形態）
図１は、係る内燃機関の制御装置の第１実施形態を４気筒内燃機関（ディーゼル機関）１０に適用したシステム全体の概略構成を示している。このシステムは、燃料供給系統を含むエンジン本体２０、エンジン本体２０の各気筒の燃焼室（筒内）にガスを導入するための吸気系統３０、エンジン本体２０からの排ガスを放出するための排気系統４０、排気還流を行うためのＥＧＲ装置５０、及び電気制御装置６０を含んでいる。

エンジン本体２０の各気筒の上部には燃料噴射弁２１が配設されている。各燃料噴射弁２１は、図示しない燃料タンクと接続された燃料噴射用ポンプ２２に燃料配管２３を介して接続されている。燃料噴射用ポンプ２２は、電気制御装置６０と電気的に接続されていて、電気制御装置６０からの駆動信号により各燃料噴射弁２１から噴射される燃料の圧力（レール圧）を調整できるようになっている。また、各燃料噴射弁２１は、電気制御装置６０と電気的に接続されていて、電気制御装置６０からの駆動信号により各燃料噴射弁２１から噴射される燃料の量（燃料噴射量）を調整できるようになっている。

吸気系統３０は、エンジン本体２０の各気筒の燃焼室にそれぞれ接続された吸気マニホールド３１、吸気マニホールド３１の上流側集合部に接続され同吸気マニホールド３１とともに吸気通路を構成する吸気管３２、吸気管３２内に回動可能に保持されたスロットル弁３３、電気制御装置６０からの駆動信号に応答してスロットル弁３３を回転駆動するスロットル弁アクチュエータ３３ａ、スロットル弁３３の上流において吸気管３２に順に介装されたインタクーラー３４と過給機３５のコンプレッサ３５ａ、及び吸気管３２の先端部に配設されたエアクリーナ３６とを含んでいる。

排気系統４０は、エンジン本体２０の各気筒にそれぞれ接続された排気マニホールド４１、排気マニホールド４１の下流側集合部に接続された排気管４２、排気管４２に配設された過給機３５のタービン３５ｂ、及び排気管４２に介装された吸蔵還元型のＮＯｘ触媒（以下、「ＮＯｘ触媒」と呼ぶ。）４３を含んでいる。排気マニホールド４１及び排気管４２は排気通路を構成している。タービン３５ｂ内には、タービン３５ｂの容量を調整するためのバリアブルノズル３５ｂ１が備えられている。バリアブルノズル３５ｂ１は、電気制御装置６０からの駆動信号に応答し、タービン３５ｂの容量を変更し得るようになっている。

ＥＧＲ装置５０は、排気ガスを還流させる通路（ＥＧＲ通路）を構成する排気還流管５１と、排気還流管５１に介装されたＥＧＲ制御弁５２と、ＥＧＲクーラー５３とを備えている。排気還流管５１はタービン３５ｂの上流側排気通路（排気マニホールド４１）とスロットル弁３３の下流側吸気通路（吸気マニホールド３１）を連通している。ＥＧＲ制御弁５２は電気制御装置６０からの駆動信号に応答し、再循環される排気ガス量（排気還流量、ＥＧＲガス流量、ＥＧＲ率）を変更し得るようになっている。なお、ＥＧＲ率とは、本例では、燃焼室に流入する全ガス流量（新気流量＋ＥＧＲガス流量）に対するＥＧＲガス流量の割合をいう。

電気制御装置６０は、互いにバスで接続されたＣＰＵ６１、ＣＰＵ６１が実行するプログラム、テーブル（マップ）、及び定数等を予め記憶したＲＯＭ６２、ＲＡＭ６３、バックアップＲＡＭ６４、並びにＡＤコンバータを含むインターフェース６５等からなるマイクロコンピュータである。

インターフェース６５は、熱線式エアフローメータ７１、スロットル弁開度センサ７２、吸気温度センサ７３、クランクポジションセンサ７４、アクセル開度センサ７５、ＥＧＲ制御弁開度センサ７６、水温センサ７７、空燃比センサ７８、及び吸気圧力センサ７９と接続されていて、これらのセンサからの信号をＣＰＵ６１に供給するようになっている。

また、インターフェース６５は、燃料噴射弁２１、燃料噴射用ポンプ２２、スロットル弁アクチュエータ３３ａ、バリアブルノズル３５ｂ１、及びＥＧＲ制御弁５２と接続されていて、ＣＰＵ６１の指示に応じてこれらに駆動信号を送出するようになっている。

熱線式エアフローメータ７１は、吸気通路内を通過する吸入空気の質量流量（単位時間当りの吸入空気（新気）量）を計測するようになっている。スロットル弁開度センサ７２は、スロットル弁３３の開度を検出するようになっている。吸気温度センサ７３は、吸気マニホールド３１と排気還流管５１との合流地点よりも下流の吸気通路内のガス（従って、エンジン１０の燃焼室に吸入されるガス）の温度を検出するようになっている。

クランクポジションセンサ７４は、実クランク角度とともにエンジン１０の回転速度であるエンジン回転速度を検出するようになっている。アクセル開度センサ７５は、アクセルペダルＡＰの操作量を検出するようになっている。ＥＧＲ制御弁開度センサ７６は、ＥＧＲ制御弁５２の開度を検出するようになっている。水温センサ７７は、冷却水の温度を検出するようになっている。

空燃比センサ７８は、ＮＯｘ触媒４３の上流の排気通路に配設されていて、ＮＯｘ触媒４３に流入する排ガスの空燃比に応じた出力を発生するようになっている。吸気圧力センサ７９は、吸気マニホールド３１と排気還流管５１との合流地点よりも下流の吸気通路内のガスの圧力を検出するようになっている。

（燃焼室の形状）
図２に示すように、上記のように構成された本発明による筒内ガス温度推定装置の第１実施形態（以下、「本装置」と呼ぶ。）では、各気筒のシリンダは、直径Ｄ１の円筒状の内壁（シリンダ側壁）を備えている。各シリンダにはピストンが同軸的に往復運動可能に勘合されている。各ピストンの頂部には、上方に開口する円柱状のキャビティ（凹部）がシリンダ側壁と同軸的に形成されている。各キャビティは、直径Ｄ２（＜Ｄ１）の円筒状の内壁（キャビティ側壁）により囲まれている。

キャビティ側壁の高さ（キャビティの深さ）Ｈ２は一定である。一方、シリンダ側壁のうち燃焼室を画定する範囲の高さＨ１は、クランク角度により変化する。図２に示すように、各気筒の燃焼室は、シリンダ側壁と、キャビティ側壁と、キャビティ底壁と、ピストンの上壁と、シリンダヘッドの下壁とにより画定されている。以下、燃焼室を画定するこれらの壁を総称して「燃焼室壁」と呼ぶ。燃焼室内に吸入されたガス（以下、「筒内ガス」と呼ぶ。）は、燃焼室壁との間で熱伝達を行い得る。

本装置では、ピストンの頂部にキャビティが形成されている。これにより、シリンダに対するピストンの往復運動に起因して、燃焼室内にて筒内ガスのスキッシュ流（キャビティの外から内及び内から外への径方向の流れ）が発生する。また、吸気行程における吸気の流れに起因して、燃焼室内にて筒内ガスのスワール流（シリンダ側壁、キャビティ側壁に沿う周方向の流れ）が発生する。

（筒内ガス温度の推定方法の概要）
次に、本装置による筒内ガス温度の推定方法について説明する。筒内ガスには、吸気管３２の先端部からスロットル弁３３を介して吸入された新気と、排気還流管５１からＥＧＲ制御弁５２を介して吸入されたＥＧＲガスが含まれる。筒内ガスは吸気弁の閉弁により燃焼室に密閉される。その後、筒内ガスは、圧縮行程においてピストンの上昇（燃焼室の容積の減少）に伴って圧縮され、膨張行程においてピストンの下降（燃焼室の容積の増大）に伴って膨張する。

図３は、圧縮行程（吸気弁閉弁後）〜膨張行程におけるクランク角度に対する筒内ガス温度の変化の一例を示す。筒内ガス温度の変化は、上述したピストンの往復動による筒内ガスの圧縮・膨張により発生することに加え、筒内ガスと燃焼室壁との間の熱伝達による筒内ガスの熱損失によっても発生する。

筒内ガスの圧縮・膨張に起因する筒内ガス温度の変化量は、例えば、筒内ガスが断熱変化するとの仮定のもと、断熱変化を表す周知の関係式の１つを利用して求めることができる（詳細は、後述する図１０のステップ１０２０等を参照）。以下、筒内ガスと燃焼室壁との間の熱伝達について考察する。

筒内ガスと燃焼室壁との間の熱伝達を考察するにあたり、先ず、スキッシュ流の流速（スキッシュ流速）について考える。図４は、圧縮行程（吸気弁閉弁後）〜膨張行程におけるクランク角度に対するスキッシュ流速の変化の一例を示す。図４において、（＋）はスキッシュ流がキャビティの外から内へ移動する状態に対応し、（−）はスキッシュ流がキャビティの内から外へ移動する状態に対応する。

図４から理解できるように、スキッシュ流速は、圧縮上死点ＴＤＣの前（圧縮行程の後期）のクランク角度（第１クランク角度）ＣＡ１にて（＋）方向にて最大となり、圧縮上死点ＴＤＣの後（膨張行程の前期）のクランク角度（第２クランク角度）ＣＡ２にて（−）方向にて最大となる。ＣＡ１，ＣＡ２はエンジン回転速度によらず一定である。

本装置では、ＣＡ１，ＣＡ２がエンジン回転速度によらず一定であることを利用して、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲外では筒内ガス（の大部分）がキャビティ外に存在し、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲内では筒内ガス（の大部分）がキャビティ内に存在すると仮定される。この仮定は、クランク角度が（＋）方向のスキッシュ流速が最大となるＣＡ１に達した段階では筒内ガスの大部分がキャビティ外からキャビティ内に流入完了したと考えられること、並びに、クランク角度が（−）方向のスキッシュ流速が最大となるＣＡ２に達した段階では筒内ガスの大部分がキャビティ内からキャビティ外に流出完了したと考えられること、に基づく。

加えて、本装置では、吸気行程における吸気の流れに起因して燃焼室内にて発生した筒内ガスのスワール流についての角運動量は、吸気弁閉弁以降の圧縮行程〜膨張行程に亘って保存されると仮定される。吸気弁閉弁時におけるシリンダ側壁に対するスワール流速（スワール流の相対速度）は値Ｖｓであるものとする。

以下、図５〜図９を参照しながら、上記仮定に基づく筒内ガスの状態について説明する。図５〜図９において、微細なドットで示した領域は筒内ガスが存在する領域を示し、白抜きの太い矢印はスキッシュ流を示し、太い黒矢印はスワール流を示す。Ｖ１はシリンダ側壁に対するスワール流速（対シリンダ壁流速）であり、Ｖ２はキャビティ側壁に対するスワール流速（対キャビティ壁流速）である。

図５に示すように、圧縮行程中期では、クランク角度はＣＡ１よりも十分に手前である。従って、筒内ガスがキャビティ外に存在すると仮定される。クランク角度がＣＡ１よりも十分に手前にあることによりスキッシュ流は殆ど発生していない（図４を参照）。上述した角運動量保存により、対シリンダ壁流速Ｖ１は値Ｖｓに維持されている。

図６に示すように、圧縮行程におけるクランク角度がＣＡ１の直前にある段階では、（＋）方向のスキッシュ流速が最大近傍となっている。しかしながら、この段階では未だクランク角度がＣＡ１に達していないので、筒内ガスがキャビティ外に存在すると仮定される。また、図５に示す場合と同様、対シリンダ壁流速Ｖ１は値Ｖｓに維持されている。

クランク角度がＣＡ１に達すると、筒内ガスがキャビティ外からキャビティ内に移動し、以降、筒内ガスがキャビティ内に存在すると仮定される。即ち、図７に示すように、クランク角度がＣＡ１の後の圧縮上死点ＴＤＣの近傍では、筒内ガスがキャビティ内に存在すると仮定される。この段階では、スキッシュ流は殆ど発生していない（図４を参照）。

また、筒内ガスがキャビティ外からキャビティ内に移動する際に、スワール流の回転直径（最大回転直径）がＤ１からＤ２に縮小する。このことにより、スワール流速が増大する（スピンアップ）。上述した角運動量保存を考慮すると、筒内ガスがキャビティ外からキャビティ内に移動した後における対キャビティ壁流速Ｖ２は下記(1)式に従って表すことができる。

Ｖ２＝Ｖｓ・（Ｄ１／Ｄ２） …(1)

図８に示すように、ＴＤＣの後の膨張行程におけるクランク角度がＣＡ２の直前にある段階では、（−）方向のスキッシュ流速が最大近傍となっている。しかしながら、この段階では未だクランク角度がＣＡ２に達していないので、筒内ガスがキャビティ内に存在すると仮定される。また、図７に示す場合と同様、対キャビティ壁流速Ｖ２は値「Ｖｓ・（Ｄ１／Ｄ２）」に維持されている（スピンアップ）。

クランク角度がＣＡ２に達すると、筒内ガスがキャビティ内からキャビティ外に移動し、以降、筒内ガスがキャビティ外に存在すると仮定される。即ち、図９に示すように、クランク角度がＣＡ２の後の膨張行程中期では、筒内ガスがキャビティ外に存在すると仮定される。この段階では、スキッシュ流は殆ど発生していない（図４を参照）。

また、筒内ガスがキャビティ内からキャビティ外に移動する際に、スワール流の回転直径（最大回転直径）がＤ２からＤ１に拡大する。このことにより、スワール流速が減少する（スピンダウン）。上述した角運動量保存を考慮すると、筒内ガスがキャビティ内からキャビティ外に移動した後における対シリンダ壁流速Ｖ１は、図５、図６に示す場合の値と同じ値Ｖｓに戻る。

以上のように、本装置では、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲外では、「筒内ガスの全てがキャビティ外に存在し、スワール流がシリンダ側壁に沿って流速（対シリンダ壁流速）Ｖ１＝Ｖｓ（一定）をもって回転移動する」と仮定される。一方、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲内では、「筒内ガスの全てがキャビティ内に存在し、スワール流がキャビティ側壁に沿って流速（対キャビティ壁流速）Ｖ２＝Ｖｓ・（Ｄ１／Ｄ２）（一定）をもって回転移動する」と仮定される。

一般に、壁とその壁に接触するガスとの間の熱伝達率は、壁に対するガスの相対流速が大きいほど大きくなる。従って、上記の仮定のもと、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲外では、燃焼室壁のうちで筒内ガスとの相対速度が最も大きいのはシリンダ側壁である。従って、筒内ガスと熱伝達を行う主たる対象はシリンダ側壁と考えることができる。同様に、上記の仮定のもと、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲内では、燃焼室壁のうち筒内ガスとの相対速度が最も大きいのはキャビティ側壁である。従って、筒内ガスと熱伝達を行う主たる対象はキャビティ側壁と考えることができる。

以上のことから、本装置では、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲外では、筒内ガスと熱伝達を行う対象がシリンダ側壁のみとされ、筒内ガスとシリンダ側壁との間の熱伝達のみが考慮される。この熱伝達における熱伝達率（対シリンダ壁熱伝達率）をｈ１とすると、ｈ１は、対シリンダ壁流速Ｖ１（＝Ｖｓ）に基づいて決定される。なお、筒内ガスと、シリンダ側壁以外の燃焼室壁（例えば、ピストンの上壁、シリンダヘッドの下壁）との間の熱伝達が考慮されてもよい。

同様に、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲内では、筒内ガスと熱伝達を行う対象がキャビティ側壁のみとされ、筒内ガスとキャビティ側壁との間の熱伝達のみが考慮される。この熱伝達における熱伝達率（対キャビティ壁熱伝達率）をｈ２とすると、ｈ２は、対キャビティ壁流速Ｖ２（＝Ｖｓ・（Ｄ１／Ｄ２））に基づいて決定される。ここで、Ｖ２＞Ｖ１の関係から、ｈ２＞ｈ１という関係が成立する。なお、筒内ガスと、キャビティ側壁以外の燃焼室壁（例えば、キャビティ底壁）との間の熱伝達が考慮されてもよい。

本装置では、クランク角度が微小クランク角度ΔＣＡだけ進行する毎に、燃焼室の容積変化に起因する（筒内ガスの圧縮・膨張に基づく）筒内ガスの温度変化量（第１温度変化量）ΔＴ１と、筒内ガスと燃焼室壁（具体的にはシリンダ側壁又はキャビティ側壁）との間の熱伝達に起因する筒内ガスの温度変化量（第２温度変化量）ΔＴ２と、が算出される。クランク角度が微小クランク角度ΔＣＡだけ進行する毎に、下記(2)式に従って筒内ガスの温度変化量ΔＴが算出される。

ΔＴ＝ΔＴ１＋ΔＴ２ …(2)

そして、所定のクランク角度範囲ＣＡｓ〜ＣＡｅ（図３を参照）において、クランク角度が微小クランク角度ΔＣＡだけ進行する毎に、下記(3)式に従って温度変化量ΔＴが逐次積算されていくことで筒内ガス温度Ｔが逐次更新・推定されていく。以上が、本装置による筒内ガス温度の推定方法の概要である。

Ｔ＝Ｔ＋ΔＴ …(3)

以下、上述した本装置により筒内ガス温度Ｔが逐次推定されていく際の処理の流れについて、図１０に示したフローチャートを参照しながら説明する。このフローチャートに示すルーチンは、例えば、燃料が噴射される気筒のクランク角度ＣＡが初期値ＣＡｓに達する毎に繰り返し実行される。ＣＡｓは、例えば、吸気弁の閉弁時に対応するクランク角度である。

ステップ１００２では、各種の初期値が算出される。具体的には、クランク角度ＣＡが上述の初期値ＣＡｓに設定され、筒内ガス温度ＴがＣＡｓに対応する初期値Ｔｓに設定され、筒内ガス圧力ＰがＣＡｓに対応する初期値Ｐｓに設定される。加えて、上記Ｖｓ（吸気弁閉弁時におけるシリンダ側壁に対するスワール流速）が算出され、燃焼室に吸入・密閉されている筒内ガスの量Ｍｓが算出される。

ここで、筒内ガス温度初期値Ｔｓは、吸気弁閉弁時における吸気温度に略等しいとの仮定のもと、吸気温度センサ７３の検出結果に基づいて算出され得る。筒内ガス圧力初期値Ｐｓは、吸気弁閉弁時における吸気圧力に略等しいとの仮定のもと、吸気圧力センサ７９の検出結果に基づいて算出され得る。筒内ガス量Ｍｓは、上記算出されたＰｓ，Ｔｓと、「クランク角度と燃焼室容積との関係を規定する予め作製されたマップ」（ＣＡ−Ｖマップ）にＣＡｓを入力することで算出される燃焼室容積初期値と、周知の気体の状態方程式と、に基づいて算出され得る。Ｖｓは、例えば、吸気弁閉弁時におけるエンジン回転速度に基づいて算出され得る。エンジン回転速度が大きいほどＶｓはより大きい値に設定される。

ステップ１００４では、下記(4)式に従って、クランク角度ＣＡが微小クランク角度ΔＣＡだけ進行・更新される。

ＣＡ＝ＣＡ＋ΔＣＡ …(4)

ステップ１００６では、更新後のクランク角度ＣＡにおける筒内圧力Ｐが算出される。この筒内圧力Ｐは、例えば、「ＣＡ−Ｖマップ」に更新後のクランク角度ＣＡを入力することで算出される更新後の燃焼室容積と、現在のＴと、上記Ｍｓと、周知の気体の状態方程式とに基づいて算出され得る。

ステップ１００８では、シリンダ壁面積Ｓ１が算出される。Ｓ１は、シリンダ側壁のうち燃焼室を画定する範囲（筒内ガスと接触する範囲）の面積であり、具体的には、下記(5)式に従って算出され得る。Ｈ１（図２を参照）は、クランク角度とＨ１との関係を規定する予め作製されたマップに更新後のクランク角度ＣＡを入力することで算出され得る。

Ｓ１＝π・Ｄ１・Ｈ１ …(5)

ステップ１０１０では、更新後のクランク角度ＣＡがＣＡ１〜ＣＡ２の範囲内か否かが判定される。以下、先ず、ＣＡがＣＡ１〜ＣＡ２の範囲外にある場合について説明する。この場合（ステップ１０１０にて「Ｎｏ」）、ステップ１０１２にて、上記対シリンダ壁流速Ｖ１（シリンダ側壁に対するスワール流速）が上記Ｖｓ（一定）に設定される。

ステップ１０１４では、上記対シリンダ壁熱伝達率ｈ１（筒内ガスとシリンダ側壁との間の熱伝達率）が算出される。ｈ１は、例えば、Ｖ１と現在のＰとに基づいて算出される。具体的には、Ｖ１が大きいほど、Ｐが大きいほど、ｈ１はより大きい値に算出される。

ステップ１０１６では、シリンダ壁温度Ｔ１が算出される。Ｔ１は、例えば、水温センサ７７から得られる冷却水温に基づいて算出され得る。ステップ１０１８では、筒内ガスとシリンダ側壁との間の熱伝達について、単位時間当たりの熱伝達量ｑが、下記(6)式に従って算出される。Ｔ１＞Ｔのときｑ＞０となり、Ｔ１＜Ｔのときｑ＜０となる。ここで、値（−ｑ）が前記「筒内ガスの熱損失量」に対応する。

ｑ＝ｈ１・Ｓ１・（Ｔ１−Ｔ） …(6)

ステップ１０２０では、クランク角度がΔＣＡだけ進行したことによる第１温度変化量ΔＴ１（上記(2)式を参照）が算出される。更新前のクランク角度ＣＡにおける燃焼室容積をｖ１、更新後のクランク角度ＣＡにおける燃焼室容積をｖ２としたとき、ΔＴ１は、現在のＴと、断熱変化を表す周知の式とに基づいて下記(7)式に従って算出され得る。ここで、κは筒内ガスの比熱比である。ｖ２＜ｖ１のときΔＴ１＞０となり（圧縮行程）、ｖ２＞ｖ１のときΔＴ１＜０となる（膨張行程）。

ΔＴ１＝((ｖ１/ｖ２)^κ-1−１)・Ｔ …(7)

ステップ１０２２では、第２温度変化量ΔＴ２（上記(2)式を参照）が算出される。ΔＴ２は、下記(8)式に従って算出され得る。ここで、ｄｔ/ｄＣＡはエンジン回転速度から得られる。Ｃは筒内ガスの比熱である。ｑ＞０のときΔＴ２＞０となり、ｑ＜０のときΔＴ２＜０となる。(8)式の右辺の分子(ｑ・ΔＣＡ・(ｄｔ/ｄＣＡ))は、クランク角度がΔＣＡだけ進行する間において筒内ガスが熱伝達により相手壁（具体的には、シリンダ側壁又はキャビティ側壁）から受ける熱量である。

ΔＴ２＝(ｑ・ΔＣＡ・(ｄｔ/ｄＣＡ))/(Ｍｓ・Ｃ) …(8)

ステップ１０２４では、上記のように算出されたΔＴ１，ΔＴ２と、上記(2)式とに基づいて、温度変化量ΔＴが算出される。ステップ１０２６にて、このΔＴと、上記(3)式とに基づいて、筒内ガス温度Ｔが更新される。ステップ１０２８では、更新後のクランク角度ＣＡがＣＡｅ（図３を参照）に達したか否かが判定される。そして、ここで「Ｎｏ」と判定される限りにおいて、ステップ１００４〜１０２６の処理が繰り返し実行される。ステップ１０２８にて「Ｙｅｓ」と判定されると、本ルーチンの処理が終了する。

次に、ＣＡがＣＡ１〜ＣＡ２の範囲内にある場合について説明する。この場合（ステップ１０１０にて「Ｙｅｓ」）、上述したステップ１０１２〜１０１８に代えて、ステップ１０３０〜１０３６が実行される。その他のステップ（ステップ１００２〜１０１０、１０２０〜１０２８）の処理については、ＣＡがＣＡ１〜ＣＡ２の範囲外にある場合と同じであるのでそれらの詳細な説明は省略される。

先ず、ステップ１０３０にて、上記(1)式に従って、上記対キャビティ壁流速Ｖ２（キャビティ側壁に対するスワール流速）が「Ｖｓ・（Ｄ１／Ｄ２）」（一定）に設定される。

ステップ１０３２では、上記対キャビティ壁熱伝達率ｈ２（筒内ガスとキャビティ側壁との間の熱伝達率）が算出される。ｈ２は、例えば、Ｖ２と現在のＰとに基づいて算出される。具体的には、Ｖ２が大きいほど、Ｐが大きいほど、ｈ２はより大きい値に算出される。Ｖ２＞Ｖ１の関係より、ｈ２＞ｈ１の関係が成立する。

ステップ１０３４では、キャビティ壁温度Ｔ２が算出される。Ｔ２は、例えば、水温センサ７７から得られる冷却水温に基づいて算出され得る。ステップ１０３６では、筒内ガスとキャビティ側壁との間の熱伝達について、単位時間当たりの熱伝達量ｑが、下記(9)式に従って算出される。Ｔ２＞Ｔのときｑ＞０となり、Ｔ２＜Ｔのときｑ＜０となる。ここで、値（−ｑ）が前記「筒内ガスの熱損失量」に対応する。Ｓ２は、キャビティ側壁全体の面積であり、具体的には、下記(10)式に従って算出され得る。Ｈ２はキャビティ深さ（一定）である（図２を参照）。このように(9)式に従って算出されたｑがステップ１０２２にて使用される（上記(8)式を参照)。

ｑ＝ｈ２・Ｓ２・（Ｔ２−Ｔ） …(9)
Ｓ２＝π・Ｄ２・Ｈ２ …(10)

以上、説明したように、本発明による内燃機関の筒内ガス温度推定装置の第１実施形態によれば、筒内ガス温度の推定に際し、クランク角度がＴＤＣを含むＣＡ１〜ＣＡ２の範囲の外では、筒内ガスの全てがキャビティ外に存在すると仮定され、対シリンダ壁流速Ｖ１（＝Ｖｓ）に基づいて得られる対シリンダ壁熱伝達率ｈ１を用いて算出される「筒内ガスとシリンダ側壁との間の熱伝達量」に基づいて筒内ガスの熱損失量が算出される（上記(6)式を参照）。一方、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲内では、筒内ガスの全てがキャビティ内に存在すると仮定され、スピンアップにより増速された対キャビティ壁流速Ｖ２（＝Ｖｓ・（Ｄ１／Ｄ２）＞Ｖ１）に基づいて得られる対キャビティ壁熱伝達率ｈ２（＞ｈ１）を用いて算出される「筒内ガスとキャビティ側壁との間の熱伝達量」に基づいて筒内ガスの熱損失量が算出される（上記(9)式を参照）。

このように、筒内ガスとシリンダ側壁との熱伝達と筒内ガスとキャビティ側壁との熱伝達とが個別に扱われる。従って、筒内ガスに接触する壁との間での筒内ガスの熱損失の量が精度良く推定され得る。この結果、筒内ガス温度が精度良く推定され得る。

（第２実施形態）
次に、本発明による内燃機関の筒内ガス温度推定装置の第２実施形態について説明する。上述した図５〜図９にそれぞれ対応する図１１〜図１５に示すように、第２実施形態では、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲の内外によらず筒内ガスがキャビティの内外（即ち、燃焼室の全体）に亘って存在すると仮定される。

加えて、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲外では、スワール流がシリンダ側壁に沿って対シリンダ壁流速Ｖ１＝Ｖｓ（一定）をもって回転移動するとともに、スワール流がキャビティ側壁に沿って対キャビティ壁流速Ｖ２＝Ｖｓ（一定）をもって回転移動する」と仮定される。Ｖ２＝Ｖ１とされるのは、筒内ガスの大部分がキャビティ外に存在することにより上述したスピンアップが作用し難いであろうと考えられることに基づく。

一方、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲内では、スワール流がシリンダ側壁に沿って対シリンダ壁流速Ｖ１＝Ｖｓ（一定）をもって回転移動するとともに、スワール流がキャビティ側壁に沿って対キャビティ壁流速Ｖ２＝Ｖｓ・（Ｄ１／Ｄ２）＞Ｖ１（一定）をもって回転移動する」と仮定される。Ｖ２＞Ｖ１とされるのは、筒内ガスの大部分がキャビティ内に存在することにより上述したスピンアップが作用し易いであろうと考えられることに基づく。

第２実施形態では、筒内ガスと熱伝達を行う対象がシリンダ側壁及びキャビティ側壁とされ、「筒内ガスとシリンダ側壁との間の熱伝達」と「筒内ガスとキャビティ側壁との間の熱伝達」が考慮される。対シリンダ壁熱伝達率ｈ１（筒内ガスとシリンダ側壁との間の熱伝達率）は、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲の内外によらず、対シリンダ壁流速Ｖ１（＝Ｖｓ）に基づいて決定される。一方、対キャビティ壁熱伝達率ｈ２（筒内ガスとキャビティ側壁との間の熱伝達率）は、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲外では対キャビティ壁流速Ｖ２（＝Ｖｓ）に基づいて決定され、クランク角度がＣＡ１〜ＣＡ２の範囲内では対キャビティ壁流速Ｖ２（＝Ｖｓ・（Ｄ１／Ｄ２））に基づいて決定される。なお、筒内ガスと、シリンダ側壁及びキャビティ側壁以外の燃焼室壁（例えば、ピストンの上壁、シリンダヘッドの下壁、キャビティ底壁）との間の熱伝達が考慮されてもよい。

図１６は、第２実施形態により筒内ガス温度Ｔが逐次推定されていく際の処理の流れを示す図１０に対応するフローチャートである。図１６において太枠で示したステップが図１０に示すステップと相違する部分に対応する。図１６に示すように、第２実施形態では、下記(11)式に従って、単位時間当たりの熱伝達量ｑが算出される（ステップ１６１４を参照）。

ｑ＝ｈ１・Ｓ１・（Ｔ１−Ｔ）＋ｈ２・Ｓ２・（Ｔ２−Ｔ） …(11)

以上、第２実施形態においても、上記第１実施形態と同様、筒内ガスとシリンダ側壁との熱伝達と筒内ガスとキャビティ側壁との熱伝達とが個別に扱われることで、筒内ガス温度が精度良く推定され得る。

本発明は上記各実施形態に限定されることはなく、本発明の範囲内において種々の変形例を採用することができる。例えば、上記各実施形態においては、熱伝達率ｈ１，ｈ２がスワール流速に基づいて算出されているが、スワール比に基づいて算出されてもよい。また、熱伝達率ｈ１，ｈ２が一定であってもよい。

加えて、上記各実施形態はディーゼル機関に適用されているが、火花点火式内燃機関に適用されてもよい。

６０…電気制御装置、６１…ＣＰＵ、７３…吸気温度センサ、７７…水温センサ、７９…吸気圧力センサ

Claims (6)

1. 少なくとも内燃機関のシリンダと、頂部にキャビティが形成されたピストンとにより画定された燃焼室内に吸入されている筒内ガスの温度を推定する内燃機関の筒内ガス温度推定装置であって、
   クランク角度が圧縮上死点を含む所定範囲の外では第１熱伝達率を用いて算出される前記筒内ガスと前記シリンダの壁との間の熱伝達の量に基づいて前記筒内ガスの熱損失量を算出し、クランク角度が前記所定範囲内では前記第１熱伝達率よりも大きい第２熱伝達率を用いて算出される前記筒内ガスと前記キャビティの壁との間の熱伝達の量に基づいて前記筒内ガスの熱損失量を算出する熱損失量推定手段と、
   前記筒内ガスの熱損失量に基づいて前記筒内ガスの温度を推定する筒内ガス温度推定手段と、
   を備えた、内燃機関の筒内ガス温度推定装置。
2. 請求項１に記載の内燃機関の筒内ガス温度推定装置において、
   前記熱損失量推定手段は、
   前記クランク角度が前記所定範囲外では、前記第１熱伝達率を用いて算出される前記筒内ガスと前記シリンダの壁との間の熱伝達の量を前記筒内ガスの熱損失量として使用し、前記クランク角度が前記所定範囲内では、前記第２熱伝達率を用いて算出される前記筒内ガスと前記キャビティの壁との間の熱伝達の量を前記筒内ガスの熱損失量として使用するように構成された内燃機関の筒内ガス温度推定装置。
3. 請求項１に記載の内燃機関の筒内ガス温度推定装置において、
   前記熱損失量推定手段は、
   前記クランク角度が前記所定範囲外では、前記第１熱伝達率を用いて算出される前記筒内ガスと前記シリンダの壁との間の熱伝達の量と前記第１熱伝達率を用いて算出される前記筒内ガスと前記キャビティの壁との間の熱伝達の量との和を前記筒内ガスの熱損失量として使用し、前記クランク角度が前記所定範囲内では、前記第１熱伝達率を用いて算出される前記筒内ガスと前記シリンダの壁との間の熱伝達の量と前記第２熱伝達率を用いて算出される前記筒内ガスと前記キャビティの壁との間の熱伝達の量との和を前記筒内ガスの熱損失量として使用するように構成された内燃機関の筒内ガス温度推定装置。
4. 請求項１乃至請求項３の何れか一項に記載の内燃機関の筒内ガス温度推定装置において、
   前記熱損失量推定手段は、
   前記所定範囲として、前記シリンダに対する前記ピストンの移動に伴って前記燃焼室内にて発生する前記筒内ガスのスキッシュ流における前記キャビティへ流入する方向の流速が最大となるクランク角度から前記スキッシュ流における前記キャビティから流出する方向の流速が最大となるクランク角度までの範囲を使用するように構成された内燃機関の筒内ガス温度推定装置。
5. 請求項１乃至請求項４の何れか一項に記載の内燃機関の筒内ガス温度推定装置において、
   前記シリンダは第１直径を有する円筒状の側壁を備えるとともに、前記キャビティは前記第１直径よりも小さい第２直径を有するとともに前記シリンダ側壁と同軸的に配置された円筒状の側壁により囲まれていて、
   前記熱損失量推定手段は、
   前記シリンダ側壁に対する前記筒内ガスのスワール流の相対流速である第１流速に基づいて前記第１熱伝達率を決定するとともに、前記キャビティ側壁に対する前記スワール流の相対流速である第２流速に基づいて前記第２熱伝達率を決定し、
   前記第２流速を、前記第１流速に前記第２直径に対する前記第１直径の割合を乗じた値に決定するように構成された内燃機関の筒内ガス温度推定装置。
6. 請求項１乃至請求項５の何れか一項に記載の内燃機関の筒内ガス温度推定装置において、
   前記熱損失量推定手段は、
   クランク角度が微小クランク角度だけ進行する毎に前記微小クランク角度分に対応する前記筒内ガスの熱損失量を逐次算出し、
   前記筒内ガス温度推定手段は、
   クランク角度が前記微小クランク角度だけ進行する毎に、前記燃焼室の容積の変化に基づく前記筒内ガス温度の第１変化分と、前記微小クランク角度分に対応する前記筒内ガスの熱損失量に基づく前記筒内ガス温度の第２変化分とを逐次算出するとともに、前記第１、第２変化分に基づいて前記筒内ガスの温度変化量を逐次算出し、
   クランク角度が前記微小クランク角度だけ進行する毎に、前記温度変化量を逐次積算していくことにより前記筒内ガスの温度を逐次推定していくように構成された内燃機関の筒内ガス温度推定装置。

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