JP3680639B2 - Engine control device - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
この発明はエンジンの制御装置、特にEGR装置と可変容量ターボチャージャを備えるものに関する。
【0002】
【従来の技術】
ターボチャージャを運転条件に応じて効率よく活用するため(すなわち低速域で高過給を得、かつ高速域では高効率で運転する)、特開平8−270454号公報に示すように、タービン内に可変ノズルを備える可変容量ターボチャージャ(Variable Nozzle Turbocharger)が実用化されている。
【0003】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、大量にEGRを行うと窒素酸化物を低減できるものの大量EGRによって空燃比が低下するので、これを避けるため、実用運転域(低速時や低負荷時)で高過給化する必要があり、大量EGRが可能なEGR装置と上記の可変容量ターボチャージャとを組み合わせて、エンジンの排気組成と運転性の双方を改善することが考えられる。
【0004】
この場合に、タービンを通過する排気量QexhとEGR弁を通過するEGR量Qegrと1シリンダに吸入されるガス重量Qcylの間には次の数1式の関係があるため、吸入新気量(過給圧)とEGR量を互いに独立して制御することは困難であり、一方の量を制御した結果を受けて他方の量を修正する必要がある。
【0005】
【数1】
Qcyl=Qac+Qec [mg/st.cyl]
Qexh=Avnt×(2×ρe×(Pexh−Pa))1/2 [kg/sec]
Qegr=Aegr×(2×ρe×(Pexh−Pm))1/2 [kg/sec]
ただし、Qac:シリンダ吸入新気量
Qec:シリンダ吸入EGR量
Avnt:可変ノズルの有効面積相当値
Aegr:EGR弁の有効面積相当値
Pexh:排気圧(タービン入口圧)
Pm:吸気圧(コンプレッサ出口圧)
Pa:大気圧(コンプレッサ入口圧)
ρe:排気の密度
たとえば、吸入新気量を増加させる場合を考える。可変ノズルのノズル開度を変更することにより、可変ノズルの有効面積相当値(タービンの効率も含む)Avntを変化させると、排気圧Pexhが増加する割合と可変ノズルの有効面積相当値Avntが変化した割合に応じてタービン回転数が増加し、排気量Qexh(≒吸入新気量)が増加する(なお、ノズル開度を小さくする(ノズルを絞る)と、排気が通過する可変ノズルの実面積は小さくなるが、タービンの効率も変化するため、必ずしも可変ノズルの有効面積相当値Avntが小さくなるとは限らない)。すなわち、ノズル開度を変更することにより、排気圧Pexhが変化するため、数1式の第3式よりEGR量Qegrも変化する。過渡運転状態では排気圧Pexhが立ってから吸気圧Pmが増加し、これによってEGR量Qegrが増大する。周知の通り、NOxと粒子状物質(PM)・HC・COとはトレードオフの関係にあるため、このようにして、EGR量Qegrが過大に増えたのでは、NOxは減少するものの、粒子状物質やHC、COが大幅に悪化したり、燃費が悪くなったりするおそれがある。
【0006】
次に、EGR量Qegrを増加させる場合を考える。EGR弁開度を変更することにより、EGR弁の有効面積相当値Aegrを変化させると、その有効面積相当値Aegrが変化した割合に応じてEGR量Qegrが増加する。すなわち、EGR弁開度を変更することにより、排気圧Pexhが変化するため、数1式の第2式より排気量Qexhも変化する。言い換えると、EGR量Qegrを増したときは、排気圧Pexhが減少するため、吸入新気量が減少する。このため、所望の新気量が得られず、空気量不足により、スモークが悪化したり、出力が低下したりするおそれがある。
【0007】
このように、吸入新気量(過給圧)とEGR量とは互いに独立して制御することが困難であり、一方を制御した結果を受けて他方を修正する必要があることがわかる。
【0008】
そこで、このような課題に対して、過給圧とEGR弁に供給される制御負圧とをタイムシェアリングによって吸気圧センサにより選択的に検出させ、それら制御負圧、過給圧に基づいて、EGR量の制御、過給圧の制御をそれぞれ行う技術が特開平6−173752号公報に開示されている。
【0009】
しかしながら、この技術では特に過渡時の制御応答性が悪くなる。理論的には、タイムシェアリング周期を短くするほど制御応答性がよくなるはずであるが、実際には吸気圧センサに応答遅れがあり、吸気圧センサが応答しない間は制御目標となる状態を検出できない。つまり、吸気圧センサの応答遅れ期間よりタイムシェアリング周期を短くすることはできないのであり、吸気圧センサの応答遅れ期間よりタイムシェアリング周期を短くしたのでは、制御値が発散するおそれがある。このため、過渡時に最適な過給圧とEGR量でエンジンを運転することができなくなり、実際の運転状態では、所望の排気低減が行われなかったり、燃費や出力性能が悪化する心配がある。
【0010】
ここで、NOx、PMの各排出量に対するEGR率、新気量(過給圧)の各感度の関係を改めて図4に示す。同図より、新気量(過給圧)はNOx排出量にはあまり影響を与えないが、PM排出量に大きく影響する。これに対して、EGR率が増加するにつれてNOx排出量が漸次減少し、一方、所定のEGR率まではPM排出量にほとんど影響がないが、所定のEGR率を超えると急激にPM排出量が増加する。これらの特性より、NOx排出量は酸素濃度(≒EGR率)で決まり、PM排出量は所定の酸素濃度(≒空気過剰率)以上なら増加しないことがわかる。したがって、NOxとPMを同時低減できる酸素濃度とするには、目標空気過剰率と目標EGR率を予め定めておき、図5に示したように、これら目標空気過剰率と目標EGR率が得られるように可変ノズル2dのノズル開度とEGR弁57の開度を協調して制御する必要がある。
【0011】
図5を説明すると、まず、空気過剰率=(新気量/燃料量)/理論空燃比であるから、目標空気過剰率Mlambと燃料噴射量Qfを用いて、目標新気量Qaを
Qa=Mlamb×Qf×理論空燃比 ・・・(a)
の式により演算し、この目標新気量Qaが流れるときの可変ノズル2dの開口面積Avntsol0を、流体力学の公式から
Avntsol0=Qa/{2×ρe×(Pexh−Pa)}1/2 ・・・(b)
ただし、Pexh:排気圧
Pa:大気圧(コンプレッサ入口圧)
ρe:排気密度
の式により求めることができる。
【0012】
一方、EGR率=EGR量/新気量であるから、目標新気量Qaと目標EGR率Megrを用いて、目標EGR量Qegrを
Qegr=Qa×Megr ・・・(c)
の式により演算し、この目標EGR量Qegrが流れるときのEGR弁57の開口面積Aeを、流体力学の公式から
Ae=Qegr/{2×ρe×(Pexh−Pm)}1/2 ・・・(d)
ただし、Pexh:排気圧
Pmは吸気圧(コンプレッサ出口圧)
ρe:排気密度
の式により求めることができる。
【0013】
したがって、(b)、(d)式より、吸気圧Pm、排気圧Pexh、大気圧Paの3変数を知ることができれば、ノズル開度(過給圧)とEGR弁開度(EGR量)の協調制御が可能となり、NOxとPMを同時低減できる酸素濃度を達成するため、制御目標値をEGR弁と可変ノズルに配分することができるのである。
【0014】
ここで、上記の3変数のうち、排気圧Pexh以外の変数は検出することが比較的容易であるが、排気圧Pexhは高排気温度・酸化雰囲気で耐久性をもつセンサが一般的に入手困難であり、かつ車載用センサとしては高価である。また、前記のような使用条件での耐久性を持たせるために十分な応答性を得ることが難しい。したがって、ノズル開度とEGR弁開度を精度よくかつ応答性と安定性を損なうことなく制御するためには、排気圧Pexhを推定する手段が必要である。
【0015】
さて、圧力センサを使用しないで排気圧を推定する方法として、特開平9−14023号公報に記載のように、総吸気量(Qa)に基づいて定常排気圧Pwを算出し、この定常排気圧Pwと排気ガス流量比Kgからタービン加速エネルギーFを、また前回のタービン速度V(i-1)から負荷抵抗FLをそれぞれ算出し、これらタービン加速エネルギーFと負荷抵抗FLの差から今回のタービン速度V(i)を算出し、この今回のタービン速度V(i)に応じて排気圧Pexを算出するものがある。この方法は、簡単には総吸気量に応じた定常排気圧に対して、タービン速度の変化に応じた補正を行うことによって排気圧を推定するものである。
【0016】
しかしながら、この方法のように定常排気圧から排気圧を推定するのでは、定常排気圧の演算に遅れがあると、過渡時の排気圧を精度よく推定できない。
【0017】
また、この方法を可変容量ターボチャージャに対して適用するのは難しい。というのも、ノズル開度を変化させたとき吸気量は非線型な特性で増減するので、定常排気圧Pwを求めるのが困難となるからである。また、公開されている技術では精度のよいタービン速度の推定が難しく、精度のよいタービン速度を得るにはノズル開度に応じてタービン速度を推測する必要があるからである。
【0018】
このため、EGR装置と可変容量ターボチャージャを備える場合に、吸入空気量と燃料噴射量と可変ノズルの有効面積相当値と排気温度の4つの要素を用いて排気圧をダイレクトにかつ簡単な演算式で演算(推定)することで、過渡時においても排気圧を精度よく推定するようにした装置を本願発明とほぼ同時期に提案している。
【0019】
そこで本発明は、この推定した排気圧を用いてEGR制御と過給圧制御を行うのであるが、この場合に、NOxとPMを同時低減できる酸素濃度を達成するため制御目標値をEGR弁と可変ノズルに配分することにより、過渡時の制御応答性を確保しつつNOxとPMの同時低減を図ることを目的とする。
【0020】
【課題を解決するための手段】
第1の発明は、タービン内に可変ノズルを有する可変容量ターボチャージャとEGR量を制御可能なEGR弁とを備え、図57に示すように、吸入空気量Qas0を検出する手段81と、エンジンの負荷を検出する手段82と、前記可変ノズルの有効面積相当値Avntを検出する手段83と、排気温度Texhを検出する手段84と、これら4つの要素を用いて排気圧Pexhを推定する手段85と、前記推定した排気圧Pexhと大気圧Paの差圧を演算する手段86と、エンジンの回転数と負荷に応じて目標空気過剰率Mlambを演算する手段87と、この目標空気過剰率に基づいて要求新気量Tqaを演算する手段88と、この要求新気量Tqaと前記大気圧との差圧(Pexh−Pa)とから前記可変ノズルの要求開口面積Avntsol0を演算する手段89と、この要求開口面積Avntsol0となるように前記可変ノズルの開度を制御する手段90と、吸気圧Pmを検出するセンサ91と、前記推定した排気圧Pexhとこの吸気圧Pmの差圧を演算する手段92と、エンジンの回転数と負荷に応じて目標EGR率Megrを演算する手段93と、この目標EGR率に基づいて要求EGR量Tqeを演算する手段94と、この要求EGR量Tqeと前記吸気圧との差圧(Pexh−Pm)とから前記EGR弁の要求開口面積Tavを演算する手段95と、この要求開口面積Tavとなるように前記EGR弁の開度を制御する手段96とを設けた。
【0021】
第2の発明では、第1の発明において前記エンジン負荷として燃料噴射量Qfを用い、前記排気圧Pexhを、
Pexh=Kpexh×{(Qas0+Qf)/Avnt)}2×Texh+Pa
ただし、Pexh:排気圧、
Qas0:吸入空気量、
Qf:燃料噴射量、
Avnt:有効面積相当値、
Texh:タービン入口排気温度、
Pa:コンプレッサ入口圧、
Kpexh:定数、
の式により演算する。
【0022】
第3の発明では、第1の発明において前記エンジン負荷として燃料噴射量Qfを用い、タービン入口排気圧相当値Pexhrを、
P exhr=Kpexhn×{(Qas0+Qf)/Avnt)}2×Texh
ただし、Qas0:吸入空気量、
Qf:燃料噴射量、
Avnt:可変ノズルの有効面積相当値、
Texh:タービン入口の排気温度、
Kpexhn:定数、
の式により演算し、このタービン入口排気圧相当値Pexhrとコンプレッサ入口圧Paとから前記排気圧Pexhを演算する。
【0023】
第4の発明では、第2または第3の発明において前記コンプレッサ入口圧Paを検出するセンサを備える。
【0024】
第5の発明では、第1から第4までのいずれか一つの発明において前記有効面積相当値Avntが、前記可変ノズルを流れるガスの効率ηnと前記可変ノズルを駆動するアクチュエータに与えるノズル開度指令値VNTstepとの積である。
【0025】
第6の発明では、第1から第5までのいずれか一つの発明において前記可変ノズルの要求開口面積Avntsol0を前記可変ノズルを流れるガスの効率ηnで補正する。
【0026】
第7の発明では、第5または第6の発明において前記可変ノズルを流れるガスの効率ηnが、摩擦損失ξfricとノズル損失ξconvの積である。
【0027】
第8の発明では、第7の発明において前記摩擦損失ξfricが、排気流速相当値Wexhの平方根に比例する値である。
【0028】
第9の発明では、第7の発明において前記ノズル損失ξconvが、前記ノズル開度指令値VNTstepと総排気重量Qtotalに応じた値である。
【0029】
第10の発明では、第5または第6の発明において前記可変ノズルを流れるガスの効率ηnが、前記ノズル開度指令値VNTstepと排気量Qexhに応じた値である。
【0030】
第11の発明では、第1から第10までのいずれか一つの発明において前記排気温度Texhを検出する手段84が、図58に示すように、前記EGR弁の実開度Liftsより前記EGR弁の開口面積相当値Aveを演算する手段101と、この開口面積相当値Aveと前記吸気圧との差圧(Pexh−Pm)とに基づいてEGR量Qeを演算する手段102と、このEGR量Qeとエンジン回転数Neに基づいてシリンダ吸入EGR量Qecを演算する手段103と、このシリンダ吸入EGR量Qecとコンプレッサ入口温度Taとシリンダ吸入新気量Qacと前回の排気温度Texhn-1に基づいてシリンダ吸入ガス温度Tnを演算する手段104と、このシリンダ吸入ガス温度Tnのサイクル処理値Tn0を演算する手段105と、燃料噴射量Qfを演算する手段106と、この燃料噴射量Qfのサイクル処理値Qf0を演算する手段107と、このサイクル処理値Qf0に基づいて排気温度基本値Texhbを演算する手段108と、前記シリンダ吸入ガス温度Tnのサイクル処理値Tn0から吸気温度補正係数Ktexh1を演算する手段109と、この補正係数Ktexh1で前記排気温度基本値Texhbを補正して今回の排気温度Texhを演算する手段110とからなる場合に、前記EGR弁の開口面積相当値Aveを前記EGR弁を流れるガスの効率ηn2で補正する。
【0031】
第12の発明では、第11の発明において前記EGR弁を流れるガスの効率ηn2が、前記EGR弁での圧力損失ξconv-egrと排気管と吸気管を連通するEGR通路の摩擦損失ξfric-egrとの積である。
【0032】
第13の発明では、第12の発明において前記EGR弁での圧力損失ξconv-egrを、
ξconv-egr=1/{1−(Ave/Avps)2}1/2
ただし、Ave:EGR弁の開口面積相当値、
Avps:EGR弁の全開面積相当値、
の式により演算する。
【0033】
第14の発明では、第12の発明において前記EGR通路の摩擦損失ξfric-egrを、
ξfric-egr={λ×ζ×(l/d)×(1/(2g))}1/2
ただし、λ:直管損失係数、
ζ:曲がり管損失係数、
l:EGR通路長、
d:EGR通路の直径、
g:重力の加速度、
の式により演算する。
【0034】
第15の発明では、第12の発明において前記直管損失係数λを、
λ=Cs×[{2×(Tstd/Texh)×(Pexh−Pm)}1/2/(ν×d)]-1/4
ただし、Tstd:標準大気温度、
Texh:排気温度、
Pexh:排気圧、
Pm:吸気圧、
ν:排気の動粘度、
d:EGR通路の直径、
Cs:定数、
の式により演算する。
【0035】
第16の発明では、第11から第15までのいずれか一つの発明において前記ノズル開度指令値VNTstepと排気量Qexhに応じて排気温度のノズル開度補正係数Ktexh4を演算し、この補正係数Ktexh4で前記排気温度基本値Texhbを補正する。
【0036】
第17の発明では、第11から第16までのいずれか一つの発明において吸気ポートにスワール弁を備える場合に、このスワール弁の開度位置とエンジン回転数Neに応じて排気温度のスワール補正係数Ktexh3を演算し、この補正係数Ktexh3で前記排気温度基本値Texhbを補正する。
【0037】
第18の発明は、タービン内に可変ノズルを有する可変容量ターボチャージャとEGR量を制御可能なEGR弁とを備え、図59に示すように、吸入空気量Qas0を検出する手段81と、エンジンの負荷を検出する手段82と、前記可変ノズルの有効面積相当値Avntを検出する手段83と、排気温度Texhを検出する手段84と、これら4つの要素を用いて排気圧Pexhを推定する手段85と、前記推定した排気圧Pexhと大気圧Paの差圧を演算する手段86と、エンジンの回転数と負荷に応じて目標空気過剰率Mlambを演算する手段87と、この目標空気過剰率に基づいて要求新気量Tqaを演算する手段88と、この要求新気量Tqaと前記大気圧との差圧(Pexh−Pa)とから前記可変ノズルの要求開口面積Avntsol0を演算する手段89と、この要求開口面積Avntsol0となるように前記可変ノズルの開度を制御する手段90と、吸気圧Pmを検出するセンサ91と、前記推定した排気圧Pexhとこの吸気圧Pmの差圧を演算する手段92と、この吸気圧との差圧(Pexh−Pm)に基づいて排気管と吸気管を連通するEGR通路の直管損失λを演算する手段121と、この直管損失λと前記EGR通路の曲がり管損失ζとに基づいて前記EGR通路の摩擦損失ξfric-egrを演算する手段122と、前記EGR弁の実開度に基づいて前記EGR弁の開口面積相当値Aveを演算する手段123と、この開口面積相当値Aveに基づいて前記EGR弁での損失ξconv-egrを演算する手段124と、このEGR弁での損失ξconv-egrと前記EGR通路の摩擦損失ξfric-egrの積を前記EGR弁を流れるガスの効率ηn2として演算する手段125と、この効率ηn2で前記EGR弁の開口面積相当値Aveを補正した値を前記EGR弁の要求開口面積Tavとして演算する手段126と、この要求開口面積Tavとなるように前記EGR弁の開度を制御する手段127とを設けた。
【0038】
第19の発明では、第18の発明において前記エンジン負荷として燃料噴射量Qfを用い、前記排気圧Pexhを、
Pexh=Kpexh×{(Qas0+Qf)/Avnt)}2×Texh+Pa
ただし、Pexh:排気圧、
Qas0:吸入空気量、
Qf:燃料噴射量、
Avnt:有効面積相当値、
Texh:タービン入口排気温度、
Pa:コンプレッサ入口圧、
Kpexh:定数、
の式により演算する。
【0039】
第20の発明では、第18の発明において前記エンジン負荷として燃料噴射量Qfを用い、タービン入口排気圧相当値Pexhrを、
P exhr=Kpexhn×{(Qas0+Qf)/Avnt)}2×Texh
ただし、Qas0:吸入空気量、
Qf:燃料噴射量、
Avnt:可変ノズルの有効面積相当値、
Texh:タービン入口の排気温度、
Kpexhn:定数、
の式により演算し、このタービン入口排気圧相当値Pexhrとコンプレッサ入口圧Paとから前記排気圧Pexhを演算する。
【0040】
第21の発明では、第19または第20の発明において前記コンプレッサ入口圧Paを検出するセンサを備える。
【0041】
第22の発明では、第18から第21までのいずれか一つの発明において前記有効面積相当値Avntが、前記可変ノズルを流れるガスの効率ηnと前記可変ノズルを駆動するアクチュエータに与えるノズル開度指令値VNTstepとの積である。
【0042】
第23の発明では、第18から第22までのいずれか一つの発明において前記可変ノズルの要求開口面積Avntsol0を前記可変ノズルを流れるガスの効率ηnで補正する。
【0043】
第24の発明では、第22または第23の発明において前記可変ノズルを流れるガスの効率ηnが、摩擦損失ξfricとノズル損失ξconvの積である。
【0044】
第25の発明では、第24の発明において前記摩擦損失ξfricが、排気流速相当値Wexhの平方根に比例する値である。
【0045】
第26の発明では、第24の発明において前記ノズル損失ξconvが、前記ノズル開度指令値VNTstepと総排気重量Qtotalに応じた値である。
【0046】
第27の発明では、第22または第23の発明において前記可変ノズルを流れるガスの効率ηnが、前記ノズル開度指令値VNTstepと排気量Qexhに応じた値である。
【0047】
第28の発明では、第18から第27までのいずれか一つの発明において前記排気温度Texhを検出する手段84が、図58に示すように、前記EGR弁の実開度Liftsより前記EGR弁の開口面積相当値Aveを演算する手段101と、この開口面積相当値Aveと前記吸気圧との差圧(Pexh−Pm)とに基づいてEGR量Qeを演算する手段102と、このEGR量Qeとエンジン回転数Neに基づいてシリンダ吸入EGR量Qecを演算する手段103と、このシリンダ吸入EGR量Qecとコンプレッサ入口温度Taとシリンダ吸入新気量Qacと前回の排気温度Texhn-1に基づいてシリンダ吸入ガス温度Tnを演算する手段104と、このシリンダ吸入ガス温度Tnのサイクル処理値Tn0を演算する手段105と、燃料噴射量Qfを演算する手段106と、この燃料噴射量Qfのサイクル処理値Qf0を演算する手段107と、このサイクル処理値Qf0に基づいて排気温度基本値Texhbを演算する手段108と、前記シリンダ吸入ガス温度Tnのサイクル処理値Tn0から吸気温度補正係数Ktexh1を演算する手段109と、この補正係数Ktexh1で前記排気温度基本値Texhbを補正して今回の排気温度Texhを演算する手段110とからなる場合に、前記EGR弁の開口面積相当値Aveを前記EGR弁を流れるガスの効率ηn2で補正する。
【0048】
第29の発明では、第28の発明において前記EGR弁を流れるガスの効率ηn2が、前記EGR弁での圧力損失ξconv-egrと排気管と吸気管を連通するEGR通路の摩擦損失ξfric-egrとの積である。
【0049】
第30の発明では、第29の発明において前記EGR弁での圧力損失ξconv-egrを、
ξconv-egr=1/{1−(Ave/Avps)2}1/2
ただし、Ave:EGR弁の開口面積相当値、
Avps:EGR弁の全開面積相当値、
の式により演算する。
【0050】
第31の発明では、第29の発明において前記EGR通路の摩擦損失ξfric-egrを、
ξfric-egr={λ×ζ×(l/d)×(1/(2g))}1/2
ただし、λ:直管損失係数、
ζ:曲がり管損失係数、
l:EGR通路長、
d:EGR通路の直径、
g:重力の加速度、
の式により演算する。
【0051】
第32の発明では、第29の発明において前記直管損失係数λを、
λ=Cs×[{2×(Tstd/Texh)×(Pexh−Pm)}1/2/(ν×d)]-1/4
ただし、Tstd:標準大気温度、
Texh:排気温度、
Pexh:排気圧、
Pm:吸気圧、
ν:排気の動粘度、
d:EGR通路の直径、
Cs:定数、
の式により演算する。
【0052】
第33の発明では、第28から第32までのいずれか一つの発明において前記ノズル開度指令値VNTstepと排気量Qexhに応じて排気温度のノズル開度補正係数Ktexh4を演算し、この補正係数Ktexh4で前記排気温度基本値Texhbを補正する。
【0053】
第34の発明では、第28から第33までのいずれか一つの発明において吸気ポートにスワール弁を備える場合に、このスワール弁の開度位置とエンジン回転数Neに応じて排気温度のスワール補正係数Ktexh3を演算し、この補正係数Ktexh3で前記排気温度基本値Texhbを補正する。
【0054】
【発明の効果】
第1、第13、第14、第30、第31の発明では、エンジンの回転数と負荷に応じて目標空気過剰率を演算し、この目標空気過剰率に基づいて要求新気量を演算し、前記推定した排気圧と吸気圧との差圧およびこの要求新気量から可変ノズルの要求開口面積を演算し、この要求開口面積となるように可変ノズルのノズル開度を制御するとともに、エンジンの回転数と負荷に応じて目標EGR率を演算し、この目標EGR率に基づいて要求EGR量を演算し、前記推定した排気圧と吸気圧との差圧およびこの要求EGR量からEGR弁の要求開口面積を演算し、この要求開口面積となるようにEGR弁開度を制御する。つまり、NOxとPMを同時低減できる酸素濃度を達成するため制御目標値をEGR弁と可変ノズルに配分するようにしたので、従来装置(特開平6−173752号公報)のように、過渡時にも制御応答性が悪くなることがなく、これによって過渡時にも最適な過給圧と最適なEGR量でエンジンを運転することができ、NOxとPMの同時低減を図ることができる。
【0055】
第1、第18の発明では、吸入空気量、エンジンの負荷、可変ノズルの有効面積相当値、排気温度の4つの要素から排気圧をダイレクトに排気圧を演算できることになったので、可変容量ターボチャージャを備える場合においても、過渡時に応答遅れなく排気圧を推定できる。
、第2、第19の発明は、タービンノズルを通過するガスの流れを、流路面積が縮小する場合の流れであると仮定して排気圧を演算するものであり、この第2、第19の発明によれば、標準状態において排気圧の高い演算精度が得られる。
【0056】
タービンノズルを通過するガスの流れを、流路面積が縮小する場合の流れであると仮定して排気圧を演算すると、標準状態と異なる場合(たとえば高地、標準温度より温度が高い場合、湿度が標準状態と異なる場合など)に、排気圧の演算精度が低下するのであるが、第3、第20の発明によれば、タービンノズルを通過するガスの流れを、理想気体が断熱変化して流動する場合の流れであると仮定した演算式により、単位時間当たりの流量と圧力(つまり比重の変化)が正確に記述できているので、標準状態と異なる気圧や温度の状態においても、排気圧の高い演算精度が得られる。しかもこの場合にマッチングしなければならない特性は単純なものであるため、ほとんど計算だけで足り(マッチングの必要なし)、机上のみの計算でも排気圧の演算精度を高くすることができる。
【0057】
第4、第21の発明によれば、高度変化によりコンプレッサ入口圧が変化しても、排気圧の精度が低下することがない。
【0058】
第5、第6の発明によれば、可変ノズルを流れるガスの効率を考慮できる。
【0059】
第7、第24の発明によれば、摩擦損失とノズル損失を別個に考慮できる。
【0060】
第8、第25の発明によれば、排気流速が相違しても、摩擦損失を精度よく与えることができる。
【0061】
流速の変化が大きい場合、縮まり管に対する損失(後述する(3)式の1/{1−(A2/A1)2}1/2の値)をそのままノズル損失とみなすと、実際のノズル損失と合わないことが多いのであるが、第9、第26の発明によれば、流速の変化が大きい場合にも実際のノズル損失とよく合致させることができる。
【0062】
第10、第27の発明によれば、可変ノズルを流れるガスの効率の演算を簡略化することで、CPUの演算負荷を軽くできる。
【0063】
開口面積相当値を弁を流れるガスの効率で補正できるのは、一般的には定常流に限るというのが定説である。しかしながら、このたび、EGR弁の開口面積相当値をEGR弁を流れるガスの効率で補正する場合で実験してみたところ、脈動のある排気のように規則性のある流れの場合には、定常、過渡とも、精度よくEGR流量を演算できていることを初めて見いだした。したがって、第11、第28の発明によれば、排気のように非定常流であってもEGR通路内でのガスの圧力損失を考慮することが可能となり、これによってより精度の高いEGR流量の演算が可能となった。
【0064】
第12、第29の発明によれば、EGR弁での圧力損失とEGR通路の摩擦損失を別個に考慮できる。
【0065】
第15、第32の発明によれば、排気圧が急激に変化する過渡時にも直管損失係数を応答よく求めることができる。
【0066】
第16、第17、第33、第34の発明によれば、排気温度の演算精度が向上するので、この向上分だけ排気圧の演算精度が向上する。
【0067】
第18の発明によれば、排気圧の演算精度の向上分だけEGR弁の過渡時の要求開口面積の演算精度が向上するほか、排気のように非定常流であってもEGR通路内でのガスの圧力損失を考慮することが可能となり、これによってより精度の高いEGR弁の要求開口面積の演算が可能となった。
【0068】
【発明の実施の形態】
図1において、エンジンには公知のコモンレール式の燃料噴射装置10を備える。
【0069】
これを図2により概説すると(詳細は特開昭9−112251号公報参照)、この燃料噴射装置10は、主に燃料タンク11、燃料供給通路12、サプライポンプ14、コモンレール(蓄圧室)16、気筒毎に設けられる燃料噴射弁17からなり、サプライポンプ14により加圧された燃料は燃料供給通路15を介してコモンレール16にいったん蓄えられたあと、コモンレール16の高圧燃料が気筒数分の燃料噴射弁17に分配される。
【0070】
噴射ノズル17は、針弁18、ノズル室19、ノズル室19への燃料供給通路20、リテーナ21、油圧ピストン22、針弁18を閉弁方向(図で下方)に付勢するリターンスプリング23、油圧ピストン22への燃料供給通路24、この通路24に介装される三方弁(電磁弁)25などからなり、バルブボディ内の通路20と24が連通して油圧ピストン22上部とノズル室19にともに高圧燃料が導かれる三方弁25のOFF時(ポートAとBが連通、ポートBとCが遮断)には、油圧ピストン22の受圧面積が針弁18の受圧面積より大きいことから、針弁18が着座状態にあるが、三方弁25がON状態(ポートAとBが遮断、ポートBとCが連通)になると、油圧ピストン22上部の燃料が戻し通路28を介して燃料タンク11に戻され、油圧ピストン22に作用する燃料圧力が低下する。これによって針弁18が上昇して噴射弁先端の噴孔より燃料が噴射される。三方弁25をふたたびOFF状態に戻せば、油圧ピストン22に蓄圧室16の高圧燃料が導びかれて燃料噴射が終了する。つまり、三方弁25のON時間により燃料噴射量が調整され、蓄圧室16の圧力が同じであれば、ON時間が長くなるほど燃料噴射量が多くなる。26は逆止弁、27はオリフィスである。
【0071】
この燃料噴射装置10にはさらに、コモンレール圧力を制御するため、サプライポンプ14から吐出された燃料を戻す通路13に圧力制御弁31を備える。この圧力制御弁31はコントロールユニット41からのデューティ信号に応じて通路13の流路面積を変えるためのもので、コモンレール16への燃料吐出量を調整することによりコモンレール圧力を制御する。コモンレール16の燃料圧力によっても燃料噴射量は変化し、三方弁25のON時間が同じであれば、コモンレール16の燃料圧力が高くなるほど燃料噴射量が多くなる。
【0072】
コモンレール圧力PCR1を検出するセンサ32からの信号が、アクセル開度センサ33(アクセルペダルの踏み込み量に比例した出力Lを発生)、クランク角センサ34(エンジン回転数とクランク角度を検出)、クランク角センサ35(気筒判別を行う)、水温センサ36とともに入力されるコントロールユニット41では、エンジン回転数とアクセル開度に応じて主噴射の目標燃料噴射量Qfとコモンレール16の目標圧力を演算し、圧力センサ32により検出されるコモンレール圧力がこの目標圧力と一致するように圧力制御弁31を介してコモンレール16の燃料圧力をフィードバック制御する。また、演算した主噴射の目標燃料噴射量Qfに対応して三方弁25のON時間を制御する。
【0073】
エンジンにはまた排気還流装置(EGR装置)を備える。これを図3で説明すると、51はディーゼルエンジンの本体、52は吸気通路、53は排気通路、54は排気通路53の排気の一部を吸気通路に還流するための通路(EGR通路)である。
【0074】
吸気通路52は吸入空気量を計測するためのエアフローメータ55が設置され、その下流に吸入空気を2段階に絞り込む吸気絞り弁56が設けられる。この吸気絞り弁56の下流側に前記したEGR通路54が接続され、またEGR通路54の途中には排気還流量をコントロールするための弁(EGR弁)57が介装される。
【0075】
したがって、排気通路53から吸気通路52に流れる排気の還流量は、吸気絞り弁56の開度に応じて発生する吸入負圧と、排気通路53との排気圧力との差圧に応じるとともに、そのときのEGR弁57の開度に対応して決定される。
【0076】
前記吸気絞り弁56は負圧アクチュエータ56aにより開度が2段階に制御され、負圧アクチュエータ56aには第1の電磁弁61を介して図示しないバキュームポンプからの負圧を導く第1負圧通路62と、第2の電磁弁63を介して同じく負圧を導く第2負圧通路64とが接続され、これら電磁弁61、62によって調圧された負圧により、吸気絞り弁56の開度を2段階に制御し、その下流に発生する吸入負圧をコントロールするようになっている。
【0077】
たとえば、第1の電磁弁61が負圧導入をやめ、大気圧を導入し、第2の電磁弁63が負圧を導入しているときは、負圧アクチュエータ56aの負圧は弱く、吸気絞り弁56の開度は比較的大きくなり、これに対して、第1の電磁弁61も負圧を導入しているときは負圧が強く、吸気絞り弁56の開度は小さくなる。また、第1、第2の電磁弁61、63がともに大気圧を導入しているときは、吸気絞り弁56はリターンスプリングにより、全開位置に保持される。
【0078】
前記EGR弁57はステップモータ57aの回転によってリフト量が変化し、その開度が調整され、この開度に応じてEGR通路54を通って吸気中に流入する排気還流量が増減する。なお、57bはEGR弁57の開度を検出する手段である。
【0079】
コントロールユニット41では、前記した第1、第2電磁弁61、63とステップモータ57aの作動を制御し、排気還流量を制御する。
【0080】
図1に戻り、EGR通路54の開口部下流の排気通路53に可変容量ターボチャージャ2を備える。これは、吸気コンプレッサ2bと同軸配置される排気タービン2aのスクロール入口に、ステップモータ2cにより駆動される可変ノズル2dを設けたもので、コントロールユニット41により、可変ノズル2dは低回転域から所定の過給圧が得られるように、低回転側では排気タービン2aに導入される排気の流速を高めるノズル開度(傾動状態)に、高回転側では排気を抵抗なく排気タービン2aに導入させノズル開度(全開状態)に制御することができる。また、所定の条件にあるときは、可変ノズル2dは、過給圧を下げるノズル開度に制御される。
【0081】
本実施形態では、可変ノズル2dのノズル開度をステップモータ2cにより駆動する方式で説明するが、ダイヤフラムアクチュエータおよびこのアクチュエータへの制御負圧を調整する電磁ソレノイドで駆動する方法や直流モータで駆動する方法を用いてもよい。さらにノズル位置センサからの信号に基づいてノズル開度をフィードバック制御するようにしてもかまわない。
【0082】
1はNOx触媒(たとえば銅系ゼオライト触媒)、3は吸気コンプレッサ2bの下流かつコレクタ52aの上流の吸気通路52に設けられるインタークーラ、4はスワール制御弁である。
【0083】
さて、過給圧制御という観点からみると、EGR制御も、過給圧制御の役割を物理的に果たしている。つまり、EGR量を変化させることにより過給圧も変化する。逆に、過給圧を変化させると、排気圧が変化するため、EGR量も変化することになり、過給圧とEGR量とは独立に制御できない。また、ややもすると、お互いに制御上の外乱となっている。
【0084】
そこで、過給圧とEGR弁に供給される制御負圧とをタイムシェアリングによって吸気圧センサにより選択的に検出させ、それら制御負圧、過給圧に基づいて、EGR量の制御、過給圧の制御をそれぞれ行う技術が開示されているが、この技術では前述したように特に過渡時の制御応答性が悪くなる。
【0085】
ここで、NOx、PMの各排出量に対するEGR率、新気量(過給圧)の各感度の関係は図4に示したようになるので、NOxとPMを同時低減できる酸素濃度とするには、目標空気過剰率と目標EGR率を予め定めておき、これら目標空気過剰率と目標EGR率が得られるように可変ノズル2dのノズル開度とEGR弁57の開度を協調して制御する必要がある。そのためには、図5で前述したように、目標空気過剰率Mlambと燃料噴射量Qfを用いて、目標新気量Qaを前記の(a)式により演算し、この目標新気量Qaが流れるときの可変ノズル2dの開口面積Avntsol0を、前記の(b)式により求めるとともに、目標新気量Qaと目標EGR率Megrを用いて、目標EGR量Qegrを前記の(c)式により演算し、この目標EGR量Qegrが流れるときのEGR弁57の開口面積Aeを、前記の(d)式により求めればよい。前記の(b)、(d)式より、吸気圧Pm、排気圧Pexh、大気圧Paの3変数を知ることができれば、ノズル開度(過給圧)とEGR弁開度(EGR量)の協調制御が可能となり、NOxとPMを同時低減できる酸素濃度を達成するため、制御目標値をEGR弁と可変ノズルに配分できるわけである。
【0086】
さて、上記の3変数のうち、排気圧Pexh以外の変数は検出することが比較的容易であるが、排気圧Pexhは高排気温度・酸化雰囲気で耐久性をもつセンサが一般的に入手困難であり、かつ車載用センサとしては高価である。また、前記のような使用条件での耐久性を持たせるために十分な応答性を得ることが難しい。したがって、過給圧とEGR量を精度よくかつ応答性と安定性を損なうことなく制御するためには、排気圧Pexhを推定する手段が必要である。圧力センサを使用しないで排気圧を推定する方法として、総吸気量に基づいて定常排気圧を算出し、この定常排気圧と排気ガス流量比からタービン加速エネルギーを、また前回のタービン速度から負荷抵抗をそれぞれ算出し、これらタービン加速エネルギーと負荷抵抗の差から今回のタービン速度を算出し、この今回のタービン速度に応じて排気圧を算出するものがあるが、この方法は、簡単には総吸気量に応じた定常排気圧に対して、タービン速度の変化に応じた補正を行うことによって排気圧を推定するものであるので、この方法を可変容量ターボチャージャに対して適用するのは難しい。ノズル開度を変化させたとき吸気量は非線型な特性で増減するので、定常排気圧を求めるのが困難となるからである。また、公開されている技術では精度のよいタービン速度の推定が難しく、精度のよいタービン速度を得るにはノズル開度に応じてタービン速度を推測する必要があるからである。
【0087】
このためコントロールユニット41では、吸入空気量Qas0と、エンジン負荷(たとえば燃料噴射量Qf)と、可変ノズルの有効面積相当値Avntと、排気温度Texhの4つの要素を用いて、排気圧Pexhをダイレクトにかつ簡単な演算式で演算(推定)する。
【0088】
また、この推定した排気圧Pexhを用いて図5に従いEGR制御と過給圧制御を行う。ただし、図5は基本的な考え方を示すもので、実際には、過給圧制御について、エンジンの回転数と負荷に応じて目標空気過剰率Mlambを演算し(図35参照)、この目標空気過剰率Mlambに基づいて要求新気量Tqaを演算し(図38、図39参照)、前記推定した排気圧Pexhと吸気圧Pmの差とこの要求新気量Tqaとから可変ノズル2dの要求開口面積Avntsol0を演算し(図40参照)、この要求開口面積Avntsol0となるように可変ノズル2dのノズル開度を制御する。また、EGR制御については、エンジンの回転数と負荷に応じて目標EGR率Megrを演算し(図42参照)、この目標EGR率Megrに基づいて要求EGR量Tqeを演算し(図45参照)、前記推定した排気圧Pexhと吸気圧Pmの差とこの要求EGR量TqeとからEGR弁57の要求開口面積Tavを演算し(図46参照)、この要求開口面積TavとなるようにEGR弁開度を制御する。
【0089】
コントロールユニット41で行われるこの制御を次に詳述する。
【0090】
まず、制御の大まかなブロック図を図6に、EGR制御についてその詳細なフローチャートおよびそのフローに使うマップやテーブルを図8〜図31、図33、図34、図42〜図47に、また過給圧制御についてその詳細なフローチャートおよびそのフローに使うマップやテーブルを図35〜図41に示す。
【0091】
ここで、コントロールユニット41で行われる制御方法はモデル規範制御(多変数入力制御系のモデルを用いた制御の一つ)である。このため、アクセル開度センサ33、クランク角センサ34、35、水温センサ36以外のセンサといえば、エアフローメータ55、このエアフローメータ55の近傍に設けた吸気温度センサ71および本実施形態で新たに設けた吸気圧センサ72だけで、制御上で必要となる各種のパラメータ(たとえば後述する排気圧など)はコントロールユニット41内ですべて予測演算することになる。なお、モデル規範制御のイメージは、図6の各ブロックが、その各ブロックに与えられた演算を、回りのブロックとの間でパラメータの授受を行いつつ瞬時に行うというものである。近年、モデル規範制御の理論的解析が急速に進んだことから、エンジン制御への適用が可能となり、現在、実用上も問題ないレベルにあることを実験により確認している。
【0092】
さらに詳述すると、▲1▼エアフローメータ55など、センサ検出値のサンプリングを一定時間毎に(図9ステップ1〜3、図13、図15参照)、▲2▼モデル規範制御におけるパラメータの演算を基本的にRef信号(クランク角の基準位置信号)の入力毎に(図9ステップ4〜7、図10、図11、図18、図19、図22、図28、図31、図33、図35、図38、図39、図40、図42、図45、図46参照)、▲3▼最終のアクチュエータへの出力を一定時間毎に実行する。なお、以下ではRef信号の入力毎のジョブであるところを、一定時間毎のジョブとして記載しているところもある(図8参照)。
【0093】
また、上記の▲2▼における各パラメータの演算は図7に示した順番で行う。図7において全ての処理を行うのに所用の時間がかかるということはなく、Ref信号の入力により全ての処理が一瞬にして終了する。同図において記号の後に付けた「n−1」は、前回値(つまり1Ref信号前に演算した値)であることを意味している。
【0094】
以下、図7に示した順番で各パラメータの演算を説明する。
【0095】
なお、EGR制御そのものは特願平10−31460号(以下「先願装置」という)によりすでに開示している。
【0096】
図8はシリンダ吸入新気量、燃料噴射量、シリンダ吸入ガス温度のサイクル処理のフローである。ステップ1でシリンダ吸入新気量Qac、燃料噴射量Qf、シリンダ吸入ガス温度Tnを読み込む。なお、シリンダ吸入新気量Qac、燃料噴射量Qf、シリンダ吸入ガス温度Tnの各演算についてはそれぞれ図9、図19、図18により後述する。
【0097】
ステップ2ではこれらQac、Qf、Tnを用いてQexh=Qac・Z-(CYLN#-1)、Qf0=Qf・Z-(CYLN#-2)、Tn0=Tn・Z-(CYLN#-1)の式によりサイクル処理を施すが、これらはエアフローメータ55の読み込みタイミングに対しての位相差に基づく補正を行うものである。ただし、CYLN#はシリンダ数である。たとえば4気筒エンジンでは、燃料の噴射は、エアフローメータの読み込みタイミングに対して180CA×(気筒数−2)ずれるので、シリンダ数から2引いた分だけディレイ処理を行う。
【0098】
図9はシリンダ吸入新気量Qacを演算するフローである。
【0099】
ステップ1ではエアフローメータ(AMF)55の出力電圧を読み込み、ステップ2でこの出力電圧からテーブル変換により吸気量を演算する。ステップ3では吸気脈動の影響をならすためこの吸気量演算値に対して加重平均処理を行う。
【0100】
ステップ4ではエンジン回転数Neを読み込み、ステップ5においてこの回転数Neと前記した吸気量の加重平均値Qas0とから、シリンダ吸入空気量(1吸気行程当たり)Qac0を、
【0101】
【数2】
Qac0=(Qas0/Ne)×KCON#
ただし、KCON#:定数、
の式により計算する。
【0102】
ステップ6ではこのQac0のn回演算分のディレイ処理を行い、このディレイ処理後の値Qac0・Z-nをコレクタ52a入口でのシリンダ新気量(1吸気行程当たり)Qacnとして算出する。これはエアフローメータ55からコレクタ52a入口までの吸入空気の遅れを考慮したものである。
【0103】
ステップ7では容積比Kvolと体積効率相当値の前回値Kinn-1を用い、上記のコレクタ52a入口のシリンダ新気量Qacnから
【0104】
【数3】
Qac=Qacn-1×(1−Kvol×Kinn-1)+Qacn×Kvol×Kinn-1
ただし、Qacn-1:Qacの前回値、
Kinn-1:Kinの前回値、
の式により遅れ処理を行ってシリンダ吸入新気量(1吸気行程当たり)Qacを求める。これはコレクタ52a入口からシリンダまでの吸入空気の遅れを考慮したものである。
【0105】
図10はシリンダ吸入EGR量Qecを演算するフローである。
【0106】
この演算内容は上記図9に示したシリンダ吸入新気量Qacの演算方法と同様である。ステップ1で後述(図33参照)のようにして求めるEGR(流)量Qeの前回値であるQen-1を読み込み、ステップ2でエンジン回転数Neを読み込む。
【0107】
ステップ4ではQen-1とNeと定数KCON#とからコレクタ52a入口でのシリンダ吸入EGR量(1吸気行程当たり)Qecnを
【0108】
【数4】
Qecn=(Qen-1/Ne)×KCON#
ただし、KCON#:定数、
の式により計算する。さらに、ステップ5でこのコレクタ入口52aでの値Qecnと容積比Kvol、体積効率相当値の前回値Kinn-1を用いて、
【0109】
【数5】
Qec=Qecn-1×(1−Kvol×Kinn-1)+Qecn×Kvol×Kinn-1
ただし、Qecn-1:Qecの前回値、
Kinn-1:Kinの前回値、
の式により遅れ処理を行ってシリンダ吸入EGR量(1吸気行程当たり)Qecを計算する。これはコレクタ52a入口からシリンダまでのEGRガスの遅れを考慮したものである。
【0110】
なお、先願装置では、EGR量Qeに対して、排気脈動の影響をならすため加重平均処理を行っていたが、本実施形態ではQeに対する加重平均処理を行っていない。これは、次の理由による。排気脈動の影響をならすためとはいえ、Qeの加重平均処理値を用いたのでは、その加重平均に伴う誤差を含めてシリンダ吸入EGR量Qecを演算することになる。そこで、本実施形態では、脈動を持ったQeのままでQecを演算することで、できるだけQecの演算精度を高めるようにしている。
【0111】
図11は体積効率相当値Kinを演算するフローである。
【0112】
ステップ1ではシリンダ吸入新気量Qac、シリンダ吸入EGR量Qec、吸気圧Pm、吸入ガス温度の前回値であるTnn-1を読み込み、このうちPmとTnn-1からステップ2で図12を内容とするマップを検索することによりガス密度ROUqcylを求め、このガス密度ROUqcylとシリンダガス重量Qcyl(=Qac+Qec)を用いてステップ3において
【0113】
【数6】
Kin=Qcyl/(Vc/ROUqcyl)
ただし、Vc:1シリンダ容積、
の式(体積効率の定義式)により体積効率相当値Kinを演算する。
【0114】
ここで、体積効率相当値Kinの演算方法は先願装置と異なっている(先願装置より簡単になっている)。これは、本実施形態では吸気圧センサ72を追加しているため、このセンサ検出値を用いれば体積効率を定義式より算出できるためである。これにより、本実施形態では、体積効率の演算について、適合工数を少なくすることができている。
【0115】
図13は吸気圧(コレクタ内)の演算(検出)のフローである。
【0116】
ステップ1で吸気圧センサ72の出力電圧Pm_vを読み込み、この出力電圧Pm_vよりステップ2において図14を内容とするテーブルを検索することにより圧力Pm_0に変換し、この圧力値に対してステップ3で加重平均処理を行い、その加重平均値Pm1を吸気圧Pmとして演算する。
【0117】
吸気圧センサが設けられていなかった先願装置と相違して、本実施形態では、吸気圧センサが設けられているため、吸気圧Pmの演算が簡単になっている。
【0118】
ここで、吸気圧センサを新たに追加した理由は次の通りである。先願装置ではターボチャージャが可変容量型でなかったのに対して、本実施形態のターボチャージャは可変容量型であるため、ノズル開度が未知数(自由度)として新たに加わり、先願装置より未知数が1だけ増えることになった。そこで、未知数を先願装置と同じにするため、吸気圧センサ72を設けたものである(先願装置では吸気圧も未知数であるが、本実施形態では吸気圧は未知数でない)。
【0119】
図15は吸入新気温度Taを演算するフローである。
【0120】
ステップ1で吸気温度センサ71の出力電圧Ta_vを読み込み、この出力電圧Ta_vよりステップ2において図14と同様の特性を内容とするテーブルを検索することにより温度Ta0に変換する。
【0121】
ステップ3では吸気温度センサ71がインタークーラ3の上流側と下流側のいずれに装着されているかをみる。
【0122】
図1のように、吸気温度センサ71がインタークーラ3の上流側にある場合はステップ4に進み、吸気圧の前回値であるPmn-1に基づいて圧力補正係数Ktmpiを、Ktmpi=Pmn-1×PA#の式より計算する。ただし、PA#は定数である。
【0123】
そして、ステップ5ではこの圧力補正係数Ktmpiに基づいてコレクタ52a入口での吸入新気温度Taを、
【0124】
【数7】
Ta=Ta0×Ktmpi+TOFF#
ただし、TOFF#:定数、
の式(近似式)により計算する。この計算は、熱力学の法則による温度変化予測演算である。
【0125】
吸気温度を車速や吸気量等により補正してもよい。このときは、図16、図17に示した特性を内容とするテーブルを予め作成しておき、車速と吸気量(Qas0)から各テーブルを検索することにより、吸気温度の車速補正値Kvsp、吸気温度の吸気量補正値Kqaを求め、上記の数7式に代えて、
【0126】
【数8】
Ta=Kvsp×Kqa×Ta0×Ktmpi+TOFF#
の式により吸入新気温度Taを求めればよい。
【0127】
一方、インタークーラ3の下流側に吸気温度センサが装着されている場合は、過給による温度上昇も、インタークーラによる温度低下のいずれも織り込み済みとなるので、ステップ6に進み、Ta0の値をそのまま吸入新気温度Taとした後、処理を終了する。
【0128】
図18はシリンダ吸入ガス温度Tnを演算するフローである。ステップ1でシリンダ吸入新気量Qacと吸入新気温度Taとシリンダ吸入EGR量Qecと排気温度の前回値であるTexhn-1を読み込み、このうちステップ2において排気温度の前回値Texhn-1にEGR通路54での排気温度低下係数Ktlosを乗じてシリンダ吸入EGRガス温度Teを算出し、ステップ3では
【0129】
【数9】
Tn=(Qac×Ta+Qec×Te)/(Qac+Qec)
の式によりシリンダ吸入新気とシリンダ吸入EGRガスの平均温度を求めてこれをシリンダ吸気温度Tnとする。
【0130】
図19は燃料噴射量Qfを演算するフローである。ステップ1でエンジン回転数Neとコントロールレバー開度(アクセルペダル開度により定まる)CLを読み込み、ステップ2でこれらNeとCLから図20を内容とするマップを検索して基本燃料噴射量Mqdrvを求める。
【0131】
ステップ3ではこの基本燃料噴射量に対してエンジン冷却水温等に基づいて各種の補正を行い、この補正後の値Qf1に対してさらにステップ4で図21を内容とするマップに基づいて、燃料噴射量の最大値Qf1MAXによる制限を行い、制限後の値を燃料噴射量Qfとして演算する。
【0132】
図22は排気温度Texhを演算するフローである。ステップ1、2では燃料噴射量のサイクル処理値Qf0とシリンダ吸入ガス温度のサイクル処理値Tn0を読み込む。さらに、ステップ3で排気圧の前回値であるPexhn-1を読み込む。
【0133】
ステップ4では燃料噴射量のサイクル処理値Qf0から図23を内容とするテーブルを検索して排気温度基本値Texhbを求める。
【0134】
ステップ5では前記した吸入ガス温度のサイクル処理値Tn0から排気温度の吸気温度補正係数Ktexh1を、Ktexh1=(Tn0/TA#)KN#(ただし、TA#、KN#は定数)の式により、またステップ6では排気温度の排気圧力補正係数Ktexh2を、排気圧の前回値Pexhn-1からKtexh2=(Pexhn-1/PA#)(#Ke-1)/#Ke(ただし、PA#、#Keは定数)の式によりそれぞれ計算する。これら2つの補正係数Ktexh1、Ktexh2はテーブル検索により求めてもかまわない(図24、図25参照)。
【0135】
次に、ステップ7ではスワール弁の開度位置(全開か全閉かの2位置)とエンジン回転数Neから図26を内容とするテーブルを検索することにより排気温度のスワール補正係数Ktexh3を、ステップ8では指令開度の前回値であるVNTstepn-1と排気量Qexhとから図27を内容とするマップを検索することにより排気温度のノズル開度補正係数Ktexh4をそれぞれ求める。
【0136】
そして、ステップ9では、排気温度基本値Texhbに4つの各補正係数Ktexh1、Ktexh2、Ktexh3、Ktexh4を乗じて排気温度Texhを計算する。
【0137】
ここで、本実施形態では、先願装置にない2つの補正係数Ktexh3、Ktexh4を新たに導入したので、本実施形態のほうが排気温度Texhの演算精度が向上する。排気温度Texhの演算精度を向上させるようにしたのは、次の理由からである。図31のフロー後述するように、排気温度Texhは排気圧Pexhの演算に用いられる。したがって、排気温度Texhの演算精度の向上が排気圧Pexhの演算精度の向上に結びつくので、排気圧Pexhの演算精度の向上を図るため、新たに2つの補正係数Ktexh3、Ktexh4を導入したものである。
【0138】
なお、図22の処理は、熱力学の式から導かれる下式を近似したものである。
【0139】
【数10】
【0140】
図28は可変ノズル2dの有効面積相当値Avntの演算フローである。ステップ1では指令開度の前回値であるVNTstepn-1、総排気重量Qtotal(=Qas0+Qf)、排気温度Texhを読み込む。
【0141】
このうち総排気重量Qtotalと排気温度Texhからステップ2で
【0142】
【数11】
Wexh=Qtotal×Texh/Tstd [m3/sec]
ただし、Tstd:標準大気温度、
の式により排気流速相当値Wexhを算出する。
【0143】
ステップ3では、この排気流速相当値Wexhの平方根をとった値から図29を内容とするテーブルを検索して摩擦損失ξfricを演算する。ステップ4では指令開度の前回値であるVNTstepn-1と総ガス重量Qtotalから図30を内容とするマップを検索してノズル損失ξconvを演算する。そして、これら2つの損失ξfric、ξconvをステップ5において指令開度の前回値であるVNTstepn-1に乗算して、つまり
【0144】
【数12】
Avnt= VNTstepn-1×ξfric×ξconv
の式により可変ノズルの有効面積相当値Avntを演算する。
【0145】
図31は排気圧(タービン入口圧)Pexhの演算のフローである。
【0146】
ステップ1では吸気量の加重平均値Qas0、燃料噴射量Qf、有効面積相当値Avnt、排気温度Texh、大気圧(コンプレッサ入口圧)Paを読み込み、これらのパラメータを用い、ステップ2において
【0147】
【数13】
Pexh0=Kpexh×{(Qas0+Qfuel)/Avnt}2×Texh+Pa
ただし、Kpexh:定数、
の式により排気圧Pexh0を演算し、この排気圧に対してステップ3で加重平均処理を行い、その加重平均値を排気圧Pexhとして求める。
【0148】
ここで、上記の有効面積相当値Avntと排気圧Pexh0の各演算方法は、次のようにして得たものである。
【0149】
〈1〉流路面積が縮小する場合の流れの基礎式
図52のように緩やかに断面積が縮小する管内を流れる理想流体を考える。
【0150】
流体の圧力、流速、面積、比重をそれぞれP、w、A、ρとし、入口を添字1、出口を添字2とし、入口と出口の断面についてベルヌイ(Bernoulli)の定理を適用すると、
w1 2/2+P1/ρ=w2 2/2+P2/ρ ・・・(1a)
また、連続の式より
A1×w1=A2×w2 ・・・(1b)
したがって、両式からw1を消去すると、
単位時間に流れる流量Qは、連続の式より一定であるから、
Q=ρ×A2×w2
の式より表すことができる。
【0151】
(3)式の右辺の1/{1−(A2/A1)2}1/2を効率ηnとおくと、次の流れの基礎式を得る。
【0152】
Q=ηn×A2×{2ρ×(P1−P2)}1/2 ・・・(4)
〈2〉ターボチャージャの状態方程式
次に、ターボチャージャ2でのコンプレッサ2bと仕事の釣合いの関係を調べる。なお、以下で使用する記号は図53の通りである。
【0153】
コンプレッサ2bの実効仕事率Lcは、
Lc=Qas0×Wc/ηc [W] ・・・(5)
ただし、Qas0:吸入新気重量流量[kg/sec]、
Wc:コンプレッサ理論仕事[J/kg]、
ηc:コンプレッサ効率相当値。
【0154】
また、タービン2aの実効仕事率Ltは、
Lt=ηt×Qtotal×Wt [W] ・・・(6)
ただし、Qtotal:総排気重量流量[kg/sec]、
Wt:タービン理論仕事[J/kg]、
ηt:タービン効率相当値。
【0155】
タービン2aとコンプレッサ2bは軸を介して直結されているので、コンプレッサ2bとタービン2aの実仕事率Lc、Ltが等しいとおけば(軸受けのフリクションは効率に含まれる)、ターボチャージャ2の状態方程式として次式を得る。
【0156】
〈3〉流路面積が縮小する場合の排気圧予測式の検討
(7)式の左辺に上記の(4)式を適用して、
ただし、Avnt:可変ノズルの有効面積相当値、
Pexh:排気圧、
Pa:大気圧相当値、
ρe:排気の密度、
VNTstep:指令開度、
ηn:効率(損失分)、
の式を得る。
【0157】
(8a)式を排気圧Pexhについて整理すると、
ここで、排気密度ρeは理論式によれば
ρe=ρstd×(Ta/Texh)×(Pexh/Pa) ・・・(10)
ただし、ρstd:標準大気の密度(≒1.1679g/cm3)、
Ta:コンプレッサ入口温度、
Texh:排気温度、
Pexh:排気圧、
Pa:大気圧、
であるが、この理論式では排気密度ρeを求めるのに排気圧Pexhを用いることになって具合が悪いので、
ρe≒ρstd×(Ta/Texh)=Tstd/Texh ・・・(11)
ただし、Tstd:標準大気の温度(≒298.15K)、
の近似式を用いる。近似できる理由は、排気圧Pexhが高くなれば、排気温度Texhも高くなるので、排気圧Pexhの変化分を排気温度Texhに含めて考えることができるからである。
【0158】
したがって、(11)式を(9)式に代入することにより、次の式を得る。
【0159】
ただし、Kpexh:定数。
【0160】
ここで、(12a)式右辺のコンプレッサ理論仕事Wcとタービン理論仕事Wtは次式で与えられる。
【0161】
【数14】
【0162】
さて、(12a)式より、排気圧Pexhの演算式が求められたが、(12a)式中のηc、ηt、Wc、Wtの演算は複雑であり(ECUの能力が要る)、また、(14)式ではこれから求めようとする排気圧Pexhを知る必要があるので、さらに考える。
【0163】
いま、総排気重量Qtotalと吸入新気量Qas0および燃料噴射量Qf(単位はすべて[kg/sec]とする)の間には次の関係がある。
【0164】
Qtotal=Qas0+Qf ・・・(15)
(15)式の左辺に上記の(4)式を適用して、
Avnt×{2×ρe×(Pexh−Pa)}1/2=Qas0+Qf ・・・(16a)
Avnt=ηn×VNTstep ・・・(16b)
(16a)式の両辺を2乗して排気圧Pexhについて整理すると、次式が得られる。
【0165】
Pexh={(Qas0+Qf)/Avnt}2×(1/ρe)+Pa ・・・(17)
ここでも、上記の排気密度ρeの近似式である(11)式を(17)式に代入することにより、次の最終式を得る。
【0166】
ただし、Kpexh:定数。
【0167】
(18a)式は上記の(12a)式と等価であり、(18a)式による排気圧Pexhの演算式には、コンプレッサ2b、タービン2aの理論仕事の比(Wc/Wt)と各々の効率の積(ηc×ηt)が含まれており、(18a)式を用いれば、ターボチャージャ2の理論仕事Wc、Wtと効率ηc、ηtが未知であっても考慮したことになる。ゆえにあとは、可変ノズル2cを流れるガスの効率ηnを求めればよい。
【0168】
〈4〉ノズルを流れるガスの効率ηn
効率ηnを含んだ可変ノズル2dの有効面積相当値Avntは上記の(8b)式、(16b)式で与えられるが、さらに効率ηnは次式で表すことができる。
【0169】
ただし、ξconv:ノズル損失、
ξfric:摩擦損失。
【0170】
(19)式においてノズル損失ξconvは、ノズル開度毎に決まる損失であり、縮まり管の場合、(3)式からわかるように1/{1−(A2/A1)2}1/2が効率になる。
【0171】
しかしながら、流速の変化が大きい場合、1/{1−(A2/A1)2}1/2の値をそのままノズル損失ξconvとみなすと、実際のノズル損失と合わないことが多いので、ノズル開度に対する効率のテーブルを持たせることで記述している(図30参照)。
【0172】
また、(19)式の摩擦損失ξfricは、ノズル内部の流れを層流とみなすとハーゲンポアズイユ(Hagen-Poiseuille)の式が成り立ち、流速の平方根に摩擦損失ξfricが比例する。そこで、
Wexh=Qtotal/ρe ・・・(20)
の式により体積流量相当値Wexhを算出し、これの平方根を排気流速として、これにより摩擦損失ξfricを検索する(図29参照)。
【0173】
ここでも、排気密度ρeの近似式である(11)式を(20)式に代入して、
このようにして、(19)式によりノズル有効面積相当値Avntを演算し、このAvntのほか、Qas0、Qf、Texh、Pa を用いて、(18a)、(18b)式により排気圧Pexhを予測するようにしたわけである。排気圧の実測値と予測値の相関を調べた実験結果を図32に示す。同図より、予測値でも十分な精度があることがわかる。
【0174】
次に、図33はEGR(流)量Qeを演算するフローである。ステップ1では上記した吸気圧Pm、排気圧Pexh、EGR弁実開度としてのEGR弁実リフト量Liftsを読み込む。あるいは、ステップモータのように目標値を与えれば実際のEGR弁リフト量が一義に決まる場合は、目標EGR弁リフト量でもよい。
【0175】
ステップ2では、このEGR弁実リフト量Liftsから図34を内容とするテーブルを検索して、EGR弁57の開口面積相当値Aveを求める。
【0176】
そして、ステップ3において、EGR流量Qeを、これら吸気圧Pmと排気圧Pexh、EGR弁57の開口面積相当値Aveとから、
【0177】
【数15】
Qe=Ave×{(Pexh−Pm)×KR#}1/2
ただし、KR#:補正係数(定数)、
の式により計算する。
【0178】
図35は目標過剰率Mlambを演算するフローである。ステップ1でエンジン回転数Ne、燃料噴射量Qf、大気圧(コンプレッサ入口圧)Paを読み込み、このうちNeとQfからステップ2において図36を内容とするマップを検索して目標空気過剰率基本値Mlamb0を求める。ステップ3では大気圧Paから図37を内容とするテーブルを検索して目標空気過剰率補正値Hlambを求め、この補正値Hlambを目標空気過剰率基本値Mlamb0に乗ずることによって目標空気過剰率Mlambを計算する。
【0179】
図38は目標シリンダ吸入新気量Tqac1を演算するフローである。エンジン回転数Ne、目標空気過剰率Mlamb、燃料噴射量のサイクル処理値Qf0を読み込み、このうち燃料噴射量のサイクル処理値Qf0からステップ2において
【0180】
【数16】
Mqac=Mlamb×Blamb×Qf0
ただしBlamb:理論空燃比(≒14.7)、
の式により目標吸入新気量Mqacを求める。
【0181】
ステップ3ではこの目標吸入新気量Mqacに対して、Kin×Kvolを加重平均係数として
【0182】
【数17】
Rqac=Rqacn-1×(1−Kin×Kvol)+Mqac×Kin×Kvol
ただし、Rqacn-1:Rqecの前回値、
の式により中間処理値(加重平均値)Rqacを演算し、この中間処理値Rqacと上記の目標吸入新気量Mqacを用いてステップ4で
【0183】
【数18】
Tqac1=Mqac×GKQEC+Rqacn-1×(1−GKQEC)
ただし、Rqacn-1:Rqacの前回値、
GKQEC:進み補償ゲイン、
の式により進み処理を行って目標シリンダ吸入新気量Tqac1を求める。要求値に対して吸気系の遅れ(すなわちEGR弁57→コレクタ52a→吸気マニホールド→吸気弁の容量分の遅れ)があるので、ステップ3、4ではこの遅れ分の進み処理を行うものである。
【0184】
図39は要求新気量Tqaを演算するフローである。ステップ1でシリンダ吸入新気量Qac(実測値に相当)、目標シリンダ吸入新気量Tqac1を読み込み、これらの差dQa(=Tqac1−Qac)をステップ2において計算する。ステップ3ではこれらの差dQaから積分制御より積分補正値Kqacを演算し、この補正値Kqacをステップ4において目標シリンダ吸入新気量Tqac1に乗じた値を、改めて目標シリンダ吸入新気量Tqacとして求める。
【0185】
ステップ5ではこの目標シリンダ吸入新気量Tqacから、
【0186】
【数19】
Tqa=(Tqac/Ne)×KCON#
ただし、KCON#:定数、
の式により単位変換(1シリンダ当たり→単位時間当たり)を行って、要求新気量Tqaを計算する。
【0187】
図40は可変ノズルの指令開度VNTstepを演算するフローである。ステップ1では大気圧Pa、排気圧Pexh、要求新気量Tqa、摩擦損失ξfric、ノズル損失ξconvを読み込む。なお、摩擦損失ξfric、ノズル損失ξconvは、図28のフローにおいて得た値をRAMに移して保存しておき、このRAMから読み込めばよい。
【0188】
ステップ2では可変ノズル2dの要求開口面積Avnt_sol0を、
【0189】
【数20】
Avnt sol0=Tqa/{(Pexh−P a)×Kv#}1/2
ただし、Kv#:補正係数(定数)、
の式(流体力学の法則)で計算し、この要求開口面積Avnt sol0からステップ3において
【0190】
【数21】
Avnt_sol=Avnt_sol0×ξfric×ξconv
の式により要求有効面積Avnt_solを演算する。
【0191】
ステップ4ではこの要求有効面積Avnt_solより図41を内容とするテーブルを検索して可変ノズルの指令開度VNTstepを求める。
【0192】
このようにして得られる可変ノズルの指令開度VNTstepは、図示しない所定のテーブルを検索することにより、ステップ数(可変ノズルアクチュエータとしてのステップモータ2cに与える制御量)に変換され、このステップ数により指令開度VNTstepとなるように、ステップモータ2cが駆動される。
【0193】
図42は目標EGR率Megrを演算するフローである。ステップ1でエンジン回転数Ne、燃料噴射量Qf、シリンダ吸入ガス温度Tnを読み込み、このうちNeとQfとから図43を内容とするマップを検索して、目標EGR率基本値Megr0を求める。ステップ3ではシリンダ吸入ガス温度Tnから図44を内容とするテーブルを検索して目標EGR率補正値Hegrを求め、この目標EGR率補正値Hegrを目標EGR率基本値Megr0に乗ずることによって目標EGR率Megrを計算する。
【0194】
図45は要求EGR(流)量Tqeの演算フローである。ステップ1でエンジン回転数Ne、目標EGR率Megr、シリンダ吸入新気量Qac、燃料噴射量のサイクル処理値Qf0を読み込み、このうちシリンダ吸入新気量Qacに目標EGR率Megrをステップ2において乗ずることで目標吸入EGR量Mqecを計算する。
【0195】
ステップ3(図38のステップ3と同様)ではこの目標吸入EGR量Mqecに対して、Kin×Kvolを加重平均係数として
【0196】
【数22】
Rqec=Rqecn-1×(1−Kin×Kvol)+Mqec×Kin×Kvol
ただし、Rqecn-1:Rqecの前回値、
の式により中間処理値(加重平均値)Rqecを演算し、この中間処理値Rqecと上記の目標吸入EGR量Mqecを用いてステップ4(図38のステップ4と同様)で
【0197】
【数23】
Tqec=Mqec×GKQEC+Rqecn-1×(1−GKQEC)
ただし、Rqecn-1:Rqecの前回値、
GKQEC:進み補償ゲイン、
の式により進み処理を行って目標シリンダ吸入EGR量Tqecを求める。要求値に対して吸気系の遅れ(すなわちEGR弁57→コレクタ52a→吸気マニホールド→吸気弁の容量分の遅れ)があるので、ステップ3、4では、目標シリンダ吸入新気量Tqac1と同様に、この遅れ分の進み処理を行うものである。
【0198】
ステップ5(図39のステップ5と同様)ではこの目標シリンダ吸入EGR量Tqecから、
【0199】
【数24】
Tqe=(Tqec/Ne)×KCON#
ただし、KCON#:定数、
の式により単位変換(1シリンダ当たり→単位時間当たり)を行って、要求EGR量Tqeを計算する。
【0200】
図46は指令EGR弁開度としての指令EGR弁リフト量Lifttを演算するフローである。ステップ1では吸気圧Pm、排気圧Pexh、要求EGR量Tqeを読み込む。ステップ2ではEGR弁57の要求開口面積Tavを、
【0201】
【数25】
Tav=Tqe/{(Pexh−Pm)×KR#}1/2
ただし、KR#:補正係数(定数)、
の式(流体力学の法則)で計算する。
【0202】
ステップ3ではこのEGR弁57の要求開口面積Tavより図47を内容とするテーブルを検索して目標EGR弁開度としてのEGR弁目標リフト量Mliftを求め、この目標リフト量Mliftに対して、ステップ4において、EGR弁57の作動遅れ分の進み処理を行い、その進み処理後の値を指令EGR弁リフト量Lifttとして求める。
【0203】
このようにして求められた指令EGR弁リフト量Lifttが図示しないフローによりステップモータ57aへと出力され、EGR弁57が駆動される。
【0204】
このように、本発明の実施形態では、吸気量(の加重平均値)Qas0、燃料噴射量Qf、可変ノズルの有効面積相当値Avnt、排気温度Texhの4つの要素からダイレクトにかつ簡単な上記の数13式を用いて排気圧Pexhを演算できることになったので、可変容量ターボチャージャを備える場合においても、過渡時に応答遅れなく排気圧を推定できる。
【0205】
また、エンジンの回転数と負荷に応じて目標空気過剰率Mlambを演算し、この目標空気過剰率Mlambに基づいて要求新気量Tqaを演算し、前記推定した排気圧Pexhと大気圧Paとの差圧(Pexh−Pa)およびこの要求新気量Tqaから可変ノズル2dの要求開口面積Avntsol0を上記の数20式を用いて演算し、この要求開口面積Avntsol0となるように可変ノズル2dのノズル開度を制御するとともに、エンジンの回転数と負荷に応じて目標EGR率Megrを演算し、この目標EGR率Megrに基づいて要求EGR量Tqeを演算し、前記推定した排気圧Pexhと吸気圧Pmとの差圧(Pexh−Pm)およびこの要求EGR量TqeからEGR弁57の要求開口面積Tavを上記の数25式を用いて演算し、この要求開口面積TavとなるようにEGR弁開度を制御する。つまり、NOxとPMを同時低減できる酸素濃度を達成するため制御目標値をEGR弁と可変ノズルに配分するようにしたので、従来装置(特開平6−173752号公報)のように、過渡時にも制御応答性が悪くなることがなく、これによって過渡時にも最適な過給圧とEGR量でエンジンを運転することができ、NOxとPMの同時低減を図ることができる。
【0206】
また、可変ノズル2dの要求開口面積Avntsol0に可変ノズル2dを流れるガスの効率ηnを乗算した値を可変ノズル2dの要求有効面積Avntsolとして求めるようにしたので、可変ノズル2dを流れるガスの効率ηnを考慮できる。
【0207】
同様にして、有効面積相当値Avntを、可変ノズル2dを流れるガスの効率ηnと可変ノズル2dを駆動するステップモータ2cに与える指令開度の前回値であるVNTstepn-1との積で与えるようにしたので、このときも可変ノズル2dを流れるガスの効率ηnを考慮できる。
【0208】
また、可変ノズル2dを流れるガスの効率ηnは摩擦損失ξfricとノズル損失ξconvの積としたので、摩擦損失とノズル損失を別個に考慮できる。
【0209】
また、摩擦損失ξfricを、排気流速相当値Wexhの平方根に比例する値で与えるようにしたので、排気流速が相違しても、摩擦損失ξfricを精度よく与えることができる。
【0210】
また、流速の変化が大きい場合、縮まり管に対する損失(上記(3)式の1/{1−(A2/A1)2}1/2の値)をそのままノズル損失とみなすと、実際のノズル損失と合わないことが多いのであるが、本実施形態ではノズル損失ξconvを、指令開度の前回値であるVNTstepn-1と総排気重量Qtotalに応じた値としたので、流速の変化が大きい場合にも実際のノズル損失とよく合致させることができる。
【0211】
また、指令開度の前回値であるVNTstepn-1と排気量Qexhに応じて排気温度のノズル開度補正係数Ktexh4を演算し、この補正係数Ktexh4で排気温度基本値Texhbを補正するようにしたので、排気温度Texhの演算精度が向上し、この向上分だけ排気圧Pexhの演算精度が向上する。同様にして、吸気ポートにスワール弁を備える場合には、このスワール弁の開度位置とエンジン回転数Neに応じて排気温度のスワール補正係数Ktexh3を演算し、この補正係数Ktexh3で排気温度基本値Texhbを補正するようにしたので、吸気ポートにスワール弁を備える場合にも排気温度Texhの演算精度が向上し、この向上分だけ排気圧Pexhの演算精度が向上する。
【0212】
次に、図48、図49は第2実施形態の演算フローで、それぞれ第1実施形態の図33、図46に置き換わるものである。なお、第1実施形態と同一部分には同一のステップ番号をつけている。
【0213】
第1実施形態では、上記の数15式に示したように、排気圧Pexhと吸気圧Pmの差圧からEGR流量Qeを演算していたが、第2実施形態では、さらにEGR通路54内でのガスの圧力損失を考慮するようにしたもので、これによってより精度の高いEGR流量の演算が可能となる。
【0214】
第1実施形態と相違する部分を主に説明すると、図48のステップ11で吸気圧Pm、排気圧Pexh、EGR弁実リフト量Liftsのほか、排気温度Texhを読み込む。ステップ12では、
【0215】
【数26】
ただし、Ave:EGR弁の開口面積相当値、
Pexh:排気圧、
Pm:吸気圧、
Tstd:標準大気温度、
Texh:排気温度、
Avps:EGR弁57の全開面積相当値、
λ:EGR通路54の直管損失係数、
d:EGR通路54の直径、
l:EGR通路54の長さ、
ζ:EGR通路54の曲り管損失係数、
g:重力の加速度、
Cv:定数、
の式によりEGR流量Qeを演算する。
【0216】
ただし、EGR通路の直管損失係数λと曲がり管損失係数ζは次の式により計算すればよい。なお、数26式において、λは直管損失モデル(ブラジウスの式)より、またζは曲がり管損失モデル(ワイズバッハの式)により得られるものである。
【0217】
【数27】
ただし、Cs、Cb1、Cb2:定数、
Tstd:標準大気温度、
ν:排気の動粘度、
d:EGR通路54の直径、
R:EGR通路54の曲率半径、
n:EGR通路54の曲がり部の数。
【0218】
上記の数26式は、公知の式をEGRガスの流れに当てはめて得られる式である。たとえば、次のようにして数26式を導くことができる。上記の数1式の第3式に上記の(4)式を適用して
Qegr=Aegr×{2×ρe×(Pexh−Pm)}1/2 ・・・(22a)Aegr=Ave×ηn2×Cv ・・・(22b)ただし、Aegr:EGR弁57の有効面積相当値、
Ave:EGR弁57の開口面積相当値、
ηn2:EGR弁57を流れるガスの効率、
Cv:定数。
【0219】
これは、EGR弁57の開口面積相当値Aveに対して新たにηn2×Cvを導入したものである。
【0220】
ここでも、排気密度ρeの近似式である(11)式を(22a)式に代入して、
Qe=Aegr×{2×(Tstd/Texh)×(Pexh−Pm)}1/2 ・・・(23)
ただし、Tstd:標準大気温度
また、(22b)式の効率ηn2を第1実施形態にならって
ηn2=ξconv-egr×ξfric-egr ・・・(24)
ξconv-egr:EGR弁57での損失、
ξfric-egr:EGR通路54の摩擦損失、
とする。
【0221】
ここで、EGR弁57での損失ξconv-egrを縮まり管の原則通りに、
ξconv-egr=1/{1−(Ave/Avps)2}1/2 ・・・(25)
とおく。
【0222】
一方、EGR通路54の摩擦損失ξfric-egrはダルシーワイズバッハ(Darcy-Weisbach)の式より、
ただし、ε:管摩擦係数、
λ:直管損失係数、
ζ:曲がり管損失係数、
l:EGR通路長、
d:EGR通路の直径、
g:重力の加速度、
と表すことができる。
【0223】
(25)式、(26)式を(24)式に代入して、
となり、(27)式を(22b)式に代入することで、次の式を得る。
【0224】
この(28)式を(22a)式に代入することで数26式が得られる。
【0225】
さて、上記の数26式のもととなった式(22a)式、(22b)式は、一般的には定常流の式であるため、非定常流では使えないというのが定説である。しかしながら、このたび、数26式を用いて実験してみたところ、脈動のある排気のように規則性のある流れの場合には、定常、過渡とも、精度よくEGR流量Qeを演算できていることを初めて見いだした。したがって、数26式によれば、排気のように非定常流であってもEGR通路54内でのガスの圧力損失を考慮することが可能となり、これによってより精度の高いEGR流量の演算が可能となった。
【0226】
また、図49のステップ11、12では、図48のステップ11、2と同様にして、吸気圧Pm、排気圧Pexh、EGR弁実開度としてのEGR弁実リフト量Liftsを読み込み、このEGR弁実リフト量Liftsから図34を内容とするテーブルを検索して、EGR弁57の開口面積相当値Aveを求め、このAveを用いて、ステップ13で
【0227】
【数28】
の式によりEGR弁57の要求開口面積Tavを演算する。
【0228】
数28式は次のようにして得たものである。上記の(22a)式、(22b)式で開口面積相当値Aveに対して定数Cvと効率ηn2を導入したので、これに合わせて、EGR弁57の要求開口面積Tavを考えるときも
Tav=Ave×ηn2×Cv ・・・(29)
のように開口面積相当値Aveに対して同じ値の定数Cvと効率ηn2を導入する。ここで、効率ηn2は(27)式により与えられているから、(27)式を(29)式に代入することで、数28式が得られる。
【0229】
このように、第2実施形態では、EGR通路54内でのガスの圧力損失を考慮したので、より精度の高いEGR量Qeの演算が可能となる。
【0230】
さらに述べると、通路の開口面積相当値を、通路を流れるガスの効率で補正できるのは、一般的には定常流に限られるというのが定説である。しかしながら、このたび、EGR弁57の開口面積相当値Aveを上記の効率ηn2で補正する場合で実験してみたところ、脈動のある排気のように規則性のある流れの場合には、定常、過渡とも、精度よくEGR流量Qeを演算できていることを初めて見いだした。したがって、第2実施形態によれば、排気のように非定常流であってもEGR通路内でのガスの圧力損失を容易に考慮することが可能となり、これによってより精度の高いEGR流量の演算が可能となったのである。
【0231】
ここで、図6をみると、EGR量Qeからシリンダ吸入EGR量Qecが、シリンダ吸入EGR量Qecからシリンダ吸入ガス温度Tnが、シリンダ吸入ガス温度Tnからサイクル処理値Tn0が、サイクル処理値Tn0から排気温度Texhが、排気温度Texhから排気圧Pexhが演算されるので、EGR量Qeの演算精度を高めることは、排気圧Pexhの演算精度を高めることに結びつく。したがって、演算精度の向上した排気圧Pexhに基づくことで、過給圧(吸入新気量)とEGR量を、さらに精度よく制御することが可能となる。
【0232】
また、EGR弁57を流れるガスの効率ηn2を、EGR弁での圧力損失ξconv-egrとEGR通路の摩擦損失ξfric-egrとの積としたので、EGR弁57での圧力損失とEGR通路54の摩擦損失を別個に考慮できる。
【0233】
また、直管損失係数λを、上記の数27式により演算するようにしたので、排気圧Pexhが急激に変化する過渡時にも直管損失係数λを応答よく求めることができる。
【0234】
図50は第3実施形態の可変ノズルの有効面積相当値Avntの演算フローで、第1実施形態の図28に置き換わるものである。
【0235】
第3実施形態は、第1実施形態の効率ηnの演算を簡略化したものである。具体的には、ステップ1で指令開度の前回値であるVNTstepn-1と排気流量Qexhを読み込み、これらからステップ2において図51を内容とするマップを検索することにより有効面積の補正値Kvntを求め、これをステップ3において指令開度の前回値であるVNTstepn-1に乗算して有効面積相当値Avntを演算する。
【0236】
ここで、補正値Kvntは、第1実施形態の効率ηn(=ξfric×ξconv)に相当する値である。
【0237】
このように、第3実施形態では、可変ノズルを流れるガスの効率ηnの演算を簡略化することで、CPUの演算負荷を軽くできる。
【0238】
図54は第4実施形態の排気圧(タービン入口圧)の演算フローで、第1実施形態の図31に置き換わるものである。
【0239】
第1実施形態では、ノズル2dを通過するガスの流れを、流路面積が縮小する場合の流れである(図52参照)と仮定して排気圧を演算したのに対して、第4実施形態は、ノズルを通過するガスの流れを、理想気体が断熱変化して流動する場合の流れ(図56参照)と仮定して求めるものである。図54において具体的には、ステップ11で
【0240】
【数29】
Pexhr=Kpexhn×{(Qas0+Qfuel)/Avnt}2×Texh
ただし、Kpexhn:定数、
の式によりタービン入口排気圧相当値Pexhrを演算し、このPexhrと大気圧Paからステップ12において図55を内容とするマップを検索することにより排気圧Pexh0を求める。後は、図31と同じであり、このPexh0に対してステップ3で加重平均処理を行い、その加重平均値を排気圧Pexhとして求める。
【0241】
ここで、どのようにして数29式の排気圧の演算方法を得たかを次に説明する。
【0242】
〈5〉先細ノズルの場合の流れの基礎式
タービンノズルを通過する通過する流れを考察すると、外部との熱の出入りや仕事がほとんどないため、流体の持つエネルギは、内部エネルギの減少分が運動エネルギと押し出し仕事に変化すると考えられる。また、エンジンの排気は、低圧・高温なので理想気体とみなせる。したがって、タービンノズルを通過する排気の流れは、「理想気体が断熱変化をして流動する」と考えることができる。
【0243】
さて、タービンノズルのような先細ノズルにおいて、図56に示したように、圧力、比容積、流速、面積、温度、比熱比、気体定数をそれぞれ、P、v、w、A、T、κ、Rとし、入口を添字1、出口を添字2とすると、
【0244】
【数30】
【0245】
である。また、定常流動のエネルギ基本式から、次式が成り立つ。
【0246】
【数31】
【0247】
数31式に(31)式を代入して、
【0248】
【数32】
【0249】
あるいはP1V1=RT1から、
【0250】
【数33】
【0251】
先細ノズルでは、入口流速w1は出口流速w2に比べてきわめて小さいので省略すると、ノズル出口端の速度w2は次式で与えられる。
【0252】
【数34】
【0253】
ノズルの各断面を単位時間に流れる流量Qは、連続の式より一定であるから、Q=A2×w2/v2=ρe×A2×w2[kg/sec] ・・・(33)である。また、ノズル内を流れる流体は理想気体で断熱変化するものとみなしているから、上記の(31)式より、
【0254】
【数35】
【0255】
である。
【0256】
(33)式に(32)式と(34)式を代入すると、
【0257】
【数36】
【0258】
(35)式が先細ノズルの場合の流れの基礎式である。
【0259】
〈6〉先細ノズルの場合の排気圧予測式の検討
図53を参照する。(15)式から
Qas0+Qf=Qtotal[kg/sec] ・・・(36)である。この(36)式の右辺に、面積が縮小するノズルの流れの式である上記の(35)式を適用して、
【0260】
【数37】
【0261】
の式を得る。
【0262】
ここで、タービン入口排気圧相当値Pexhrを、
【0263】
【数38】
【0264】
とおくと、(37a)式は
となるので、(39)式をタービン入口排気圧相当値Pexhrについて整理すると、次式が得られる。
【0265】
ここでも、排気密度ρeの近似式である(11)式を(40)式に代入することにより、次の最終式を得る。
【0266】
Pexhr=Kpexhn×{(Qas0+Qf)/Avnt}2×Texh[Pa]・・・(41a)
Kpexhn=(1/(2×ρe))×(κe/(κe−1)) ・・・(41b)
ただし、Kpexhn:定数。
【0267】
さて、上記の数13式のように、ノズルを通過するガスの流れを、流路面積が縮小する場合の流れであると仮定して排気圧を演算するものでは、標準状態(298K、0.1MPa)において排気圧の高い演算精度が得られるのであるが、実験によると、標準状態と異なる場合(たとえば高地、標準温度より温度が高い場合、湿度が標準状態と異なる場合など)に、排気圧の演算精度が低下することがわかっている。これは、数13式が比重の変化を考慮してはいるが、まだ正確でないためと思われる。
【0268】
これに対して、ノズルを通過するガスの流れを、理想気体が断熱変化して流動する場合の流れであると仮定して求めた第4実施形態によれば、演算式により単位時間当たりの流量と圧力(つまり比重の変化)が正確に記述できているので、標準状態と異なる気圧や温度の状態においても、排気圧の高い演算精度が得られることになった。
【0269】
しかも第4実施形態でマッチングしなければならない図51の特性は、図示のように単純なものであるため、ほとんど計算だけで足り(マッチングの必要なし)、机上のみの計算でも排気圧の演算精度は高いのである(実験により確認している)。
【0270】
実施形態では、コモンレール式燃料噴射装置を用いた場合で説明したが、これに限定されるものでない。たとえばユニットインジェクタを用いる場合にも適用可能である。
【0271】
実施形態ではディーゼルエンジンの場合で説明したが、ガソリンエンジンに対しても適用できることはいうまでもない。
【0272】
実施形態ではコンプレッサ入口圧Paを検出するセンサ73を設けた場合で説明したが、上記EGR装置と可変容量ターボチャージャとを備えるエンジンを搭載する車両が標準大気(やこれに近い大気)のもとで運転される限りにおいては、コンプレッサ入口圧センサは不要である。このときは、標準大気に対するPaの値を設定してやれば済むからである。
【図面の簡単な説明】
【図1】第1実施形態の制御システム図。
【図2】コモンレール式燃料噴射装置のシステム図。
【図3】EGR制御システム図。
【図4】NOx、PMの各排出量に対するEGR率、新気量(過給圧)の各感度の関係を示す特性図。
【図5】EGR制御と過給圧制御の基本的な考え方を示すブロック図。
【図6】制御システムのブロック図。
【図7】モデル規範制御におけるパラメータの演算順を示すフローチャート。
【図8】サイクル処理を説明するためのフローチャート。
【図9】シリンダ吸入新気量の演算を説明するためのフローチャート。
【図10】シリンダ吸入EGR量の演算を説明するためのフローチャート。
【図11】体積効率相当値の演算を説明するためのフローチャート。
【図12】空気密度の特性図。
【図13】吸気圧の演算を説明するためのフローチャート。
【図14】センサ出力電圧に対する圧力の特性図。
【図15】吸気温度の演算を説明するためのフローチャート。
【図16】吸気温度の車速補正値の特性図。
【図17】吸気温度の吸気量補正値の特性図。
【図18】シリンダ吸入ガス温度の演算を説明するためのフローチャート。
【図19】燃料噴射量の演算を説明するためのフローチャート。
【図20】基本燃料噴射量の特性図。
【図21】最大噴射量の特性図。
【図22】排気温度の演算を説明するためのフローチャート。
【図23】排気温度基本値の特性図。
【図24】吸気温度補正係数の特性図。
【図25】排気圧補正係数の特性図。
【図26】スワール補正係数の特性図。
【図27】ノズル開度補正係数の特性図。
【図28】ノズル有効面積相当値の演算を説明するためのフローチャート。
【図29】摩擦損失の特性図。
【図30】ノズル損失の特性図。
【図31】排気圧の演算を説明するためのフローチャート。
【図32】排気圧の実測値と予測値の相関を調べた特性図。
【図33】EGR流量の演算を説明するためのフローチャート。
【図34】EGR弁開口面積相当値の特性図。
【図35】目標空気過剰率の演算を説明するためのフローチャート。
【図36】目標空気過剰率基本値の特性図。
【図37】目標空気過剰率補正値の特性図。
【図38】目標シリンダ吸入新気量の演算を説明するためのフローチャート。
【図39】要求新気量の演算を説明するためのフローチャート。
【図40】可変ノズルアクチュエータに与える指令開度の演算を説明するためのフローチャート。
【図41】指令開度の特性図。
【図42】目標EGR率の演算を説明するためのフローチャート。
【図43】目標EGR率基本値の特性図。
【図44】目標EGR率補正値の特性図。
【図45】要求EGR量の演算を説明するためのフローチャート。
【図46】指令EGR弁リフト量の演算を説明するためのフローチャート。
【図47】EGR弁目標リフト量の特性図。
【図48】第2実施形態のEGR量の演算を説明するためのフローチャート。
【図49】第2実施形態の指令EGR弁リフト量の演算を説明するためのフローチャート。
【図50】第3実施形態のノズル有効面積相当値の演算を説明するためのフローチャート。
【図51】第3実施形態の有効面積補正値の特性図。
【図52】流路面積が縮小する流れのモデル図。
【図53】吸排気系の力学的釣合いの検討に使用したモデル図。
【図54】第4実施形態の排気圧の演算を説明するためのフローチャート。
【図55】第4実施形態の排気圧Pexh0の特性図。
【図56】先細ノズルのモデル図。
【図57】第1の発明のクレーム対応図。
【図58】第11、第28の発明のクレーム対応図。
【図59】第18の発明のクレーム対応図。
【符号の説明】
1 エンジン本体
2 可変容量ターボチャージャ
2d 可変ノズル
10 コモンレール式燃料噴射装置
16 コモンレール
17 燃料噴射弁
41 電子制御ユニット
54 EGR通路
57 EGR弁
72 吸気圧センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an engine control device, in particular, an EGR device and a variable displacement turbocharger.
[0002]
[Prior art]
In order to efficiently use the turbocharger according to the operating conditions (that is, to obtain high supercharging in the low speed range and to operate with high efficiency in the high speed range), as shown in JP-A-8-270454, A variable capacity turbocharger with a variable nozzle has been put into practical use.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, although a large amount of EGR can reduce nitrogen oxides, a large amount of EGR lowers the air-fuel ratio. Therefore, in order to avoid this, it is necessary to increase the supercharging in a practical operation range (low speed or low load). It is conceivable to improve both the exhaust composition and operability of the engine by combining an EGR device capable of mass EGR and the above-described variable capacity turbocharger.
[0004]
In this case, the relationship between the exhaust amount Qexh passing through the turbine and the EGR amount Qegr passing through the EGR valve and the gas weight Qcyl sucked into one cylinder is expressed by the following equation (1). It is difficult to control the supercharging pressure) and the EGR amount independently of each other, and it is necessary to correct the other amount in response to the result of controlling one amount.
[0005]
[Expression 1]
Qcyl = Qac + Qec [mg / st.cyl]
Qexh = Avnt × (2 × ρe × (Pexh−Pa))1/2[Kg / sec]
Qegr = Aegr × (2 × ρe × (Pexh−Pm))1/2[Kg / sec]
Qac: Cylinder intake fresh air volume
Qec: Cylinder suction EGR amount
Avnt: Effective area equivalent value of variable nozzle
Aegr: EGR valve effective area equivalent value
Pexh: Exhaust pressure (turbine inlet pressure)
Pm: Intake pressure (compressor outlet pressure)
Pa: Atmospheric pressure (compressor inlet pressure)
ρe: exhaust density
For example, consider a case where the amount of fresh inhaled air is increased. By changing the nozzle opening degree of the variable nozzle to change the effective area equivalent value (including turbine efficiency) Avnt of the variable nozzle, the rate at which the exhaust pressure Pexh increases and the effective area equivalent value Avnt of the variable nozzle change. The turbine rotation speed increases according to the ratio, and the exhaust amount Qexh (≈ intake fresh air amount) increases (If the nozzle opening is reduced (nozzle is throttled), the actual area of the variable nozzle through which the exhaust passes) However, since the efficiency of the turbine also changes, the effective area equivalent value Avnt of the variable nozzle is not necessarily reduced). That is, since the exhaust pressure Pexh is changed by changing the nozzle opening, the EGR amount Qegr is also changed from the third formula of Formula 1. In the transient operation state, the intake pressure Pm increases after the exhaust pressure Pexh is raised, and thereby the EGR amount Qegr increases. As is well known, since NOx and particulate matter (PM) / HC / CO are in a trade-off relationship, if the EGR amount Qegr increases excessively in this way, NOx decreases, but particulates There is a possibility that substances, HC, and CO are greatly deteriorated and fuel consumption is deteriorated.
[0006]
Next, consider a case where the EGR amount Qegr is increased. When the effective area equivalent value Aegr of the EGR valve is changed by changing the EGR valve opening, the EGR amount Qegr increases in accordance with the ratio of the effective area equivalent value Aegr changing. That is, since the exhaust pressure Pexh changes by changing the EGR valve opening, the exhaust amount Qexh also changes from the second equation of the equation (1). In other words, when the EGR amount Qegr is increased, the exhaust pressure Pexh is decreased, so that the intake fresh air amount is decreased. For this reason, the desired amount of fresh air cannot be obtained, and there is a risk that the smoke will be deteriorated or the output will be reduced due to the insufficient amount of air.
[0007]
Thus, it is difficult to control the intake fresh air amount (supercharging pressure) and the EGR amount independently of each other, and it is necessary to correct the other in response to the result of controlling one.
[0008]
Therefore, for such a problem, the intake pressure sensor selectively detects the supercharging pressure and the control negative pressure supplied to the EGR valve by time sharing, and based on the control negative pressure and the supercharging pressure. JP-A-6-173752 discloses a technique for controlling the EGR amount and the supercharging pressure.
[0009]
However, with this technique, the control responsiveness at the time of transition becomes worse. Theoretically, the control response should be improved as the time-sharing cycle is shortened, but in reality, there is a delay in response to the intake pressure sensor, and while the intake pressure sensor does not respond, the control target state is detected. Can not. In other words, the time sharing period cannot be made shorter than the response delay period of the intake pressure sensor, and the control value may diverge if the time sharing period is made shorter than the response delay period of the intake pressure sensor. For this reason, the engine cannot be operated with the optimum supercharging pressure and EGR amount at the time of transition, and there is a concern that the desired exhaust gas reduction may not be performed or the fuel consumption and output performance may deteriorate in the actual operation state.
[0010]
Here, the relationship between the sensitivity of the EGR rate and the amount of fresh air (supercharging pressure) for each emission amount of NOx and PM is shown again in FIG. From the figure, the amount of fresh air (supercharging pressure) does not significantly affect the NOx emission amount, but greatly affects the PM emission amount. On the other hand, as the EGR rate increases, the NOx emission amount gradually decreases. On the other hand, there is almost no effect on the PM emission amount up to a predetermined EGR rate, but when the EGR rate is exceeded, the PM emission amount suddenly increases. To increase. From these characteristics, it can be seen that the NOx emission amount is determined by the oxygen concentration (≈EGR rate), and the PM emission amount does not increase if it exceeds a predetermined oxygen concentration (≈air excess ratio). Therefore, in order to obtain an oxygen concentration that can simultaneously reduce NOx and PM, the target excess air ratio and the target EGR ratio are determined in advance, and as shown in FIG. 5, the target excess air ratio and the target EGR ratio are obtained. Thus, it is necessary to control the opening degree of the
[0011]
Referring to FIG. 5, since the excess air ratio = (fresh air amount / fuel amount) / theoretical air-fuel ratio, the target fresh air amount Qa is calculated using the target excess air rate Mlamb and the fuel injection amount Qf.
Qa = Mlamb × Qf × theoretical air-fuel ratio (a)
The opening area Avntsol0 of the
Avntsol0 = Qa / {2 × ρe × (Pexh−Pa)}1/2 ... (b)
Where Pexh: Exhaust pressure
Pa: Atmospheric pressure (compressor inlet pressure)
ρe: exhaust density
It can obtain | require by the type | formula.
[0012]
On the other hand, since the EGR rate = EGR amount / fresh air amount, the target EGR amount Qegr is calculated using the target fresh air amount Qa and the target EGR rate Megr.
Qegr = Qa × Megr (c)
The opening area Ae of the
Ae = Qegr / {2 × ρe × (Pexh−Pm)}1/2 ... (d)
Where Pexh: Exhaust pressure
Pm is the intake pressure (compressor outlet pressure)
ρe: exhaust density
It can obtain | require by the type | formula.
[0013]
Therefore, if the three variables of the intake pressure Pm, the exhaust pressure Pexh, and the atmospheric pressure Pa can be obtained from the equations (b) and (d), the nozzle opening (supercharging pressure) and the EGR valve opening (EGR amount) can be determined. The control target value can be distributed to the EGR valve and the variable nozzle in order to achieve coordinated control and achieve an oxygen concentration that can simultaneously reduce NOx and PM.
[0014]
Here, among the above three variables, variables other than the exhaust pressure Pexh are relatively easy to detect, but it is generally difficult to obtain a sensor having durability at high exhaust temperature and oxidizing atmosphere. And it is expensive as a vehicle-mounted sensor. In addition, it is difficult to obtain sufficient responsiveness to provide durability under the use conditions as described above. Therefore, in order to control the nozzle opening and the EGR valve opening with high accuracy and without impairing responsiveness and stability, means for estimating the exhaust pressure Pexh is required.
[0015]
Now, as a method for estimating the exhaust pressure without using a pressure sensor, as described in JP-A-9-14023, a steady exhaust pressure Pw is calculated based on the total intake air amount (Qa), and this steady exhaust pressure is calculated. Turbine acceleration energy F from Pw and exhaust gas flow ratio Kg, and previous turbine speed V(i-1)From the difference between the turbine acceleration energy F and the load resistance FL, the current turbine speed V is calculated.(i)This turbine speed V(i)There are some which calculate the exhaust pressure Pex according to the above. This method simply estimates the exhaust pressure by correcting the steady exhaust pressure according to the total intake air amount according to the change in the turbine speed.
[0016]
However, if the exhaust pressure is estimated from the steady exhaust pressure as in this method, if there is a delay in the calculation of the steady exhaust pressure, the exhaust pressure at the time of transition cannot be accurately estimated.
[0017]
It is difficult to apply this method to a variable capacity turbocharger. This is because when the nozzle opening is changed, the intake air amount increases and decreases with a non-linear characteristic, so that it is difficult to obtain the steady exhaust pressure Pw. In addition, it is difficult to estimate the turbine speed with high accuracy by the disclosed technology, and it is necessary to estimate the turbine speed according to the nozzle opening degree in order to obtain a high-precision turbine speed.
[0018]
For this reason, when an EGR device and a variable capacity turbocharger are provided, the exhaust pressure is directly and simply calculated using the four elements of the intake air amount, the fuel injection amount, the variable nozzle effective area equivalent value, and the exhaust temperature. By calculating (estimating), an apparatus that accurately estimates the exhaust pressure even during a transition is proposed almost simultaneously with the present invention.
[0019]
Therefore, according to the present invention, EGR control and supercharging pressure control are performed using the estimated exhaust pressure. In this case, in order to achieve an oxygen concentration that can simultaneously reduce NOx and PM, the control target value is set to the EGR valve. The object is to reduce NOx and PM at the same time while ensuring control response at the time of transition by allocating to variable nozzles.
[0020]
[Means for Solving the Problems]
The first invention comprises a variable displacement turbocharger having a variable nozzle in the turbine and an EGR valve capable of controlling the EGR amount, and as shown in FIG. 57, means 81 for detecting the intake air amount Qas0, A means 82 for detecting the load, a
[0021]
In a second invention, the fuel injection amount Qf is used as the engine load in the first invention, and the exhaust pressure Pexh is
Pexh = Kpexh × {(Qas0 + Qf) / Avnt)}2× Texh + Pa
Where Pexh: exhaust pressure,
Qas0: intake air volume,
Qf: fuel injection amount,
Avnt: Effective area equivalent value,
Texh: Turbine inlet exhaust temperature,
Pa: compressor inlet pressure,
Kpexh: constant,
It calculates by the formula of
[0022]
In the third invention, the fuel injection amount Qf is used as the engine load in the first invention, and the turbine inlet exhaust pressure equivalent value Pexhr is calculated as follows:
P exhr= Kpexhn × {(Qas0 + Qf) / Avnt)}2× Texh
However,Qas0: intake air volume,
Qf: fuel injection amount,
Avnt: Effective area equivalent value of variable nozzle,
Texh: Turbine inlet exhaust temperature,
Kpexhn: constant,
The exhaust pressure Pexh is calculated from the turbine inlet exhaust pressure equivalent value Pexhr and the compressor inlet pressure Pa.
[0023]
According to a fourth invention, there is provided a sensor for detecting the compressor inlet pressure Pa in the second or third invention.
[0024]
In a fifth aspect of the invention, in any one of the first to fourth aspects of the invention, the effective area equivalent value Avnt is an efficiency ηn of the gas flowing through the variable nozzle and a nozzle opening command given to an actuator that drives the variable nozzle. It is the product of the value VNTstep.
[0025]
In a sixth aspect of the invention, in any one of the first to fifth aspects, the required opening area Avntsol0 of the variable nozzle is corrected by the efficiency ηn of the gas flowing through the variable nozzle.
[0026]
In the seventh invention, the efficiency ηn of the gas flowing through the variable nozzle in the fifth or sixth invention is a product of the friction loss ξfric and the nozzle loss ξconv.
[0027]
In the eighth invention, the friction loss ξfric in the seventh invention is a value proportional to the square root of the exhaust flow velocity equivalent value Wexh.
[0028]
In a ninth invention, in the seventh invention, the nozzle loss ξconv is a value corresponding to the nozzle opening command value VNTstep and the total exhaust weight Qtotal.
[0029]
In the tenth invention, the efficiency ηn of the gas flowing through the variable nozzle in the fifth or sixth invention is a value corresponding to the nozzle opening command value VNTstep and the exhaust amount Qexh.
[0030]
In an eleventh aspect of the invention, the
[0031]
In the twelfth invention, in the eleventh invention, the efficiency ηn2 of the gas flowing through the EGR valve is determined by the pressure loss ξconv-egr at the EGR valve and the friction loss ξfric-egr in the EGR passage communicating the exhaust pipe and the intake pipe. Is the product of
[0032]
In a thirteenth invention, the pressure loss ξconv-egr at the EGR valve in the twelfth invention is
ξconv-egr = 1 / {1- (Ave / Avps)2}1/2
However, Ave: EGR valve opening area equivalent value,
Avps: EGR valve fully open area equivalent value,
It calculates by the formula of
[0033]
In a fourteenth invention, the friction loss ξfric-egr of the EGR passage in the twelfth invention is
ξfric-egr = {λ × ζ × (l / d) × (1 / (2g))}1/2
Where λ: straight pipe loss coefficient,
ζ: bending pipe loss coefficient,
l: EGR passage length,
d: Diameter of EGR passage,
g: acceleration of gravity,
It calculates by the formula of
[0034]
In a fifteenth aspect, in the twelfth aspect, the straight pipe loss coefficient λ is
λ = Cs × [{2 × (Tstd / Texh) × (Pexh−Pm)}1/2/ (Ν × d)]-1/4
Where Tstd: standard atmospheric temperature,
Texh: exhaust temperature,
Pexh: Exhaust pressure,
Pm: Intake pressure
ν: Kinematic viscosity of exhaust,
d: Diameter of EGR passage,
Cs: constant,
It calculates by the formula of
[0035]
According to a sixteenth invention, in any one of the eleventh to fifteenth inventions, a nozzle opening correction coefficient Ktexh4 of exhaust temperature is calculated according to the nozzle opening command value VNTstep and the exhaust amount Qexh, and this correction coefficient Ktexh4 To correct the exhaust gas temperature basic value Texhb.
[0036]
In the seventeenth invention, when the intake port is provided with a swirl valve in any one of the eleventh to sixteenth inventions, the swirl correction coefficient for the exhaust gas temperature according to the opening position of the swirl valve and the engine speed Ne. Ktexh3 is calculated, and the exhaust gas basic value Texhb is corrected with the correction coefficient Ktexh3.
[0037]
The eighteenth invention comprises a variable displacement turbocharger having a variable nozzle in the turbine and an EGR valve capable of controlling the EGR amount, and as shown in FIG. 59, means 81 for detecting the intake air amount Qas0, A means 82 for detecting the load, a
[0038]
In a nineteenth aspect, the fuel injection amount Qf is used as the engine load in the eighteenth aspect, and the exhaust pressure Pexh is
Pexh = Kpexh × {(Qas0 + Qf) / Avnt)}2× Texh + Pa
Where Pexh: exhaust pressure,
Qas0: intake air volume,
Qf: fuel injection amount,
Avnt: Effective area equivalent value,
Texh: Turbine inlet exhaust temperature,
Pa: compressor inlet pressure,
Kpexh: constant,
It calculates by the formula of
[0039]
In a twentieth invention, a fuel injection amount Qf is used as the engine load in the eighteenth invention, and the turbine inlet exhaust pressure equivalent value Pexhr is
P exhr= Kpexhn × {(Qas0 + Qf) / Avnt)}2× Texh
However,Qas0: intake air volume,
Qf: fuel injection amount,
Avnt: Effective area equivalent value of variable nozzle,
Texh: Turbine inlet exhaust temperature,
Kpexhn: constant,
The exhaust pressure Pexh is calculated from the turbine inlet exhaust pressure equivalent value Pexhr and the compressor inlet pressure Pa.
[0040]
According to a twenty-first aspect, the sensor for detecting the compressor inlet pressure Pa in the nineteenth or twentieth aspect is provided.
[0041]
According to a twenty-second aspect, in any one of the eighteenth to twenty-first aspects, the effective area equivalent value Avnt is an efficiency ηn of the gas flowing through the variable nozzle and a nozzle opening command given to an actuator that drives the variable nozzle. It is the product of the value VNTstep.
[0042]
In a twenty-third aspect, in any one of the eighteenth to twenty-second aspects, the required opening area Avntsol0 of the variable nozzle is corrected by the efficiency ηn of the gas flowing through the variable nozzle.
[0043]
In the twenty-fourth invention, the efficiency ηn of the gas flowing through the variable nozzle in the twenty-second or twenty-third invention is the product of the friction loss ξfric and the nozzle loss ξconv.
[0044]
In a twenty-fifth aspect, in the twenty-fourth aspect, the friction loss ξfric is a value proportional to the square root of the exhaust flow velocity equivalent value Wexh.
[0045]
In a twenty-sixth aspect, in the twenty-fourth aspect, the nozzle loss ξconv is a value corresponding to the nozzle opening command value VNTstep and the total exhaust weight Qtotal.
[0046]
In a twenty-seventh aspect, in the twenty-second or twenty-third aspect, the efficiency ηn of the gas flowing through the variable nozzle is a value corresponding to the nozzle opening command value VNTstep and the exhaust amount Qexh.
[0047]
In a twenty-eighth aspect of the invention, the
[0048]
According to a twenty-ninth aspect, in the twenty-eighth aspect, the efficiency ηn2 of the gas flowing through the EGR valve is determined by the pressure loss ξconv-egr at the EGR valve and the friction loss ξfric-egr of the EGR passage communicating the exhaust pipe and the intake pipe Is the product of
[0049]
In a thirtieth aspect, in the twenty-ninth aspect, the pressure loss ξconv-egr at the EGR valve is
ξconv-egr = 1 / {1- (Ave / Avps)2}1/2
However, Ave: EGR valve opening area equivalent value,
Avps: EGR valve fully open area equivalent value,
It calculates by the formula of
[0050]
In a thirty-first aspect, the friction loss ξfric-egr of the EGR passage in the twenty-ninth aspect is
ξfric-egr = {λ × ζ × (l / d) × (1 / (2g))}1/2
Where λ: straight pipe loss coefficient,
ζ: bending pipe loss coefficient,
l: EGR passage length,
d: Diameter of EGR passage,
g: acceleration of gravity,
It calculates by the formula of
[0051]
In a thirty-second invention, in the twenty-ninth invention, the straight pipe loss coefficient λ is
λ = Cs × [{2 × (Tstd / Texh) × (Pexh−Pm)}1/2/ (Ν × d)]-1/4
Where Tstd: standard atmospheric temperature,
Texh: exhaust temperature,
Pexh: Exhaust pressure,
Pm: Intake pressure
ν: Kinematic viscosity of exhaust,
d: Diameter of EGR passage,
Cs: constant,
It calculates by the formula of
[0052]
In a thirty-third invention, in any one of the twenty-eighth to thirty-second inventions, a nozzle opening correction coefficient Ktexh4 of the exhaust temperature is calculated according to the nozzle opening command value VNTstep and the exhaust amount Qexh, and this correction coefficient Ktexh4 To correct the exhaust gas temperature basic value Texhb.
[0053]
In a thirty-fourth aspect of the invention, when the intake port is provided with a swirl valve in any one of the twenty-eighth to thirty-third aspects of the invention, the swirl correction coefficient for the exhaust gas temperature is determined according to the opening position of the swirl valve and the engine speed Ne. Ktexh3 is calculated, and the exhaust gas basic value Texhb is corrected with the correction coefficient Ktexh3.
[0054]
【The invention's effect】
In the first, thirteenth, fourteenth, thirty-first, and thirty-first inventions, a target excess air ratio is calculated according to the engine speed and load, and a required fresh air amount is calculated based on the target excess air ratio. Calculating the required opening area of the variable nozzle from the differential pressure between the estimated exhaust pressure and the intake pressure and the required fresh air amount, and controlling the nozzle opening of the variable nozzle so that the required opening area is obtained; The target EGR rate is calculated according to the engine speed and the load, the required EGR amount is calculated based on the target EGR rate, and the differential pressure between the estimated exhaust pressure and the intake pressure and the required EGR amount are used to calculate the EGR valve. The required opening area is calculated, and the EGR valve opening is controlled so as to be the required opening area. In other words, since the control target value is distributed to the EGR valve and the variable nozzle in order to achieve an oxygen concentration that can simultaneously reduce NOx and PM, as in the conventional device (Japanese Patent Laid-Open No. 6-173752), even in a transient state. The control responsiveness is not deteriorated, so that the engine can be operated with the optimum supercharging pressure and the optimum EGR amount even during the transition, and NOx and PM can be simultaneously reduced.
[0055]
In the first and eighteenth inventions, the exhaust pressure can be directly calculated from the four elements of the intake air amount, the engine load, the variable nozzle effective area equivalent value, and the exhaust temperature. Even when a charger is provided, the exhaust pressure can be estimated without a delay in response during a transition.
In the second and nineteenth inventions, the exhaust pressure is calculated on the assumption that the gas flow passing through the turbine nozzle is a flow when the flow path area is reduced. According to this invention, high calculation accuracy of exhaust pressure can be obtained in the standard state.
[0056]
If the exhaust pressure is calculated on the assumption that the flow of gas passing through the turbine nozzle is a flow when the flow path area is reduced, if the exhaust pressure is different from the standard state (for example, if the temperature is higher than the high altitude, standard temperature, the humidity will be According to the third and twentieth inventions, the flow of gas passing through the turbine nozzle is adiabatically changed to flow when the ideal gas is adiabatically changed. Since the flow rate and pressure per unit time (that is, the change in specific gravity) can be accurately described by the calculation formula that assumes the flow in the case of High calculation accuracy can be obtained. In addition, since the characteristic that must be matched in this case is simple, only calculation is sufficient (no need for matching), and the calculation accuracy of the exhaust pressure can be increased by calculation only on the desk.
[0057]
According to the fourth and twenty-first aspects, even if the compressor inlet pressure changes due to a change in altitude, the accuracy of the exhaust pressure does not decrease.
[0058]
According to the fifth and sixth aspects, the efficiency of the gas flowing through the variable nozzle can be considered.
[0059]
According to the seventh and twenty-fourth inventions, friction loss and nozzle loss can be considered separately.
[0060]
According to the eighth and twenty-fifth aspects, even if the exhaust flow velocity is different, the friction loss can be given with high accuracy.
[0061]
When the change in the flow velocity is large, the loss to the contraction tube (1 / {1- (A2/ A1)2}1/2If the nozzle loss is considered as it is, the actual nozzle loss often does not match. However, according to the ninth and twenty-sixth inventions, the actual nozzle loss is good even when the flow rate changes greatly. Can be matched.
[0062]
According to the tenth and twenty-seventh aspects, the calculation load of the CPU can be reduced by simplifying the calculation of the efficiency of the gas flowing through the variable nozzle.
[0063]
The theory is that the value corresponding to the opening area can be corrected by the efficiency of the gas flowing through the valve, generally only in the steady flow. However, this time, when an experiment was performed in a case where the value corresponding to the opening area of the EGR valve was corrected by the efficiency of the gas flowing through the EGR valve, in the case of a regular flow such as pulsating exhaust, We found for the first time that the EGR flow rate could be calculated accurately with both transients. Therefore, according to the eleventh and twenty-eighth aspects, it is possible to take into account the pressure loss of the gas in the EGR passage even in the case of an unsteady flow such as exhaust gas. Arithmetic became possible.
[0064]
According to the twelfth and twenty-ninth inventions, the pressure loss in the EGR valve and the friction loss in the EGR passage can be considered separately.
[0065]
According to the fifteenth and thirty-second inventions, the straight pipe loss coefficient can be obtained with good response even during a transient in which the exhaust pressure changes rapidly.
[0066]
According to the sixteenth, seventeenth, thirty-third, and thirty-fourth inventions, the calculation accuracy of the exhaust temperature is improved, and the calculation accuracy of the exhaust pressure is improved by this improvement.
[0067]
According to the eighteenth aspect of the invention, the calculation accuracy of the required opening area during the transient state of the EGR valve is improved by the improvement of the calculation accuracy of the exhaust pressure, and even in an unsteady flow like exhaust, Gas pressure loss can be taken into account, which makes it possible to calculate the required opening area of the EGR valve with higher accuracy.
[0068]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
In FIG. 1, the engine includes a known common rail
[0069]
When this is outlined with reference to FIG. 2 (refer to Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-112251 for details), the
[0070]
The
[0071]
The
[0072]
A signal from a
[0073]
The engine is also provided with an exhaust gas recirculation device (EGR device). Referring to FIG. 3, 51 is a diesel engine body, 52 is an intake passage, 53 is an exhaust passage, and 54 is a passage (EGR passage) for returning a part of the exhaust in the
[0074]
The
[0075]
Therefore, the recirculation amount of the exhaust gas flowing from the
[0076]
The opening of the
[0077]
For example, when the first
[0078]
The lift amount of the
[0079]
The
[0080]
Returning to FIG. 1, the
[0081]
In this embodiment, the nozzle opening degree of the
[0082]
1 is a NOx catalyst (for example, a copper-based zeolite catalyst), 3 is an intercooler provided in the
[0083]
From the viewpoint of supercharging pressure control, EGR control also physically plays the role of supercharging pressure control. That is, the supercharging pressure also changes by changing the EGR amount. On the other hand, when the supercharging pressure is changed, the exhaust pressure changes, so the EGR amount also changes, and the supercharging pressure and the EGR amount cannot be controlled independently. In addition, there is a disturbance in control of each other.
[0084]
Therefore, the supercharging pressure and the control negative pressure supplied to the EGR valve are selectively detected by the intake pressure sensor by time sharing, and the EGR amount is controlled and supercharged based on the control negative pressure and the supercharging pressure. A technique for controlling the pressure is disclosed, but this technique deteriorates the control responsiveness particularly during the transition as described above.
[0085]
Here, the relationship between the sensitivity of the EGR rate and the amount of fresh air (supercharging pressure) for each emission amount of NOx and PM is as shown in FIG. 4, so that the oxygen concentration can be reduced simultaneously with NOx and PM. Sets the target excess air ratio and the target EGR ratio in advance, and controls the opening of the
[0086]
Of the above three variables, variables other than the exhaust pressure Pexh are relatively easy to detect, but it is generally difficult to obtain a sensor having durability at high exhaust temperature and oxidizing atmosphere. In addition, it is expensive as a vehicle-mounted sensor. In addition, it is difficult to obtain sufficient responsiveness to provide durability under the use conditions as described above. Therefore, a means for estimating the exhaust pressure Pexh is required to control the supercharging pressure and the EGR amount with high accuracy and without impairing responsiveness and stability. As a method of estimating the exhaust pressure without using a pressure sensor, the steady exhaust pressure is calculated based on the total intake air amount, the turbine acceleration energy is calculated from the steady exhaust pressure and the exhaust gas flow ratio, and the load resistance is calculated from the previous turbine speed. There is a method that calculates the current turbine speed from the difference between the turbine acceleration energy and the load resistance, and calculates the exhaust pressure according to the current turbine speed. Since the exhaust pressure is estimated by correcting the steady exhaust pressure according to the amount according to the change in the turbine speed, it is difficult to apply this method to the variable capacity turbocharger. This is because when the nozzle opening is changed, the intake air amount increases or decreases with a non-linear characteristic, and it becomes difficult to obtain the steady exhaust pressure. In addition, it is difficult to estimate the turbine speed with high accuracy by the disclosed technology, and it is necessary to estimate the turbine speed according to the nozzle opening degree in order to obtain a high-precision turbine speed.
[0087]
For this reason, in the
[0088]
Further, EGR control and supercharging pressure control are performed according to FIG. 5 using the estimated exhaust pressure Pexh. However, FIG. 5 shows a basic concept. In actuality, with respect to the supercharging pressure control, the target excess air rate Mlamb is calculated in accordance with the engine speed and the load (see FIG. 35). The required fresh air amount Tqa is calculated based on the excess rate Mlamb (see FIGS. 38 and 39), and the required opening of the
[0089]
This control performed by the
[0090]
First, a rough block diagram of the control is shown in FIG. 6, a detailed flowchart of EGR control and maps and tables used for the flow are shown in FIGS. 8 to 31, 33, 34, and 42 to 47. A detailed flowchart of the supply pressure control and maps and tables used for the flow are shown in FIGS.
[0091]
Here, the control method performed by the
[0092]
More specifically, (1) sampling of sensor detection values such as the
[0093]
The calculation of each parameter in the above (2) is performed in the order shown in FIG. In FIG. 7, it does not take a long time to perform all the processes, and all the processes are completed in an instant by inputting the Ref signal. In the figure, “n−1” after the symbol means the previous value (that is, the value calculated before 1 Ref signal).
[0094]
Hereinafter, the calculation of each parameter will be described in the order shown in FIG.
[0095]
The EGR control itself has already been disclosed in Japanese Patent Application No. 10-31460 (hereinafter referred to as “prior application device”).
[0096]
FIG. 8 is a flow of cycle processing of the cylinder intake fresh air amount, the fuel injection amount, and the cylinder intake gas temperature. In
[0097]
In
[0098]
FIG. 9 is a flow for calculating the cylinder intake fresh air amount Qac.
[0099]
In
[0100]
In
[0101]
[Expression 2]
Qac0 = (Qas0 / Ne) × KCON #
Where KCON # is a constant,
Calculate with the following formula.
[0102]
In
[0103]
In
[0104]
[Equation 3]
Qac = Qacn-1× (1-Kvol × Kinn-1) + Qacn x Kvol x Kinn-1
However, Qacn-1: The previous value of Qac,
Kinn-1: The previous value of Kin,
The cylinder intake fresh air amount (per intake stroke) Qac is obtained by performing a delay process according to the following equation. This takes into account the delay in the intake air from the collector 52a inlet to the cylinder.
[0105]
FIG. 10 is a flow for calculating the cylinder intake EGR amount Qec.
[0106]
The content of this calculation is the same as the calculation method of the cylinder intake fresh air amount Qac shown in FIG. Qe which is the previous value of the EGR (flow) amount Qe obtained in
[0107]
In
[0108]
[Expression 4]
Qecn = (Qen-1/ Ne) x KCON #
Where KCON # is a constant,
Calculate with the following formula. Further, in
[0109]
[Equation 5]
Qec = Qecn-1× (1-Kvol × Kinn-1) + Qecn × Kvol × Kinn-1
However, Qecn-1: The previous value of Qec,
Kinn-1: The previous value of Kin,
The cylinder intake EGR amount (per intake stroke) Qec is calculated by performing a delay process according to the following equation. This takes into account the delay of EGR gas from the collector 52a inlet to the cylinder.
[0110]
In the prior application device, the weighted average processing is performed to smooth the influence of exhaust pulsation on the EGR amount Qe. However, in this embodiment, the weighted average processing is not performed on Qe. This is due to the following reason. Even if the weighted average processing value of Qe is used, the cylinder intake EGR amount Qec is calculated including an error associated with the weighted average even though the effect of exhaust pulsation is smoothed. Therefore, in this embodiment, the calculation accuracy of Qec is increased as much as possible by calculating Qec with Qe having pulsation.
[0111]
FIG. 11 is a flow for calculating the volumetric efficiency equivalent value Kin.
[0112]
In
[0113]
[Formula 6]
Kin = Qcyl / (Vc / ROUqcyl)
Vc: 1 cylinder volume,
The volume efficiency equivalent value Kin is calculated by the following formula (volume efficiency definition formula).
[0114]
Here, the calculation method of the volume efficiency equivalent value Kin is different from that of the prior application device (simpler than the prior application device). This is because the intake
[0115]
FIG. 13 is a flow of calculation (detection) of the intake pressure (in the collector).
[0116]
In
[0117]
Unlike the prior application apparatus in which the intake pressure sensor is not provided, in the present embodiment, since the intake pressure sensor is provided, the calculation of the intake pressure Pm is simplified.
[0118]
Here, the reason why the intake pressure sensor is newly added is as follows. While the turbocharger was not a variable displacement type in the prior application device, the turbocharger of this embodiment is a variable displacement type, so the nozzle opening is newly added as an unknown number (degree of freedom). The unknown has increased by one. Therefore, in order to make the unknown the same as the prior application device, an
[0119]
FIG. 15 is a flow for calculating the intake fresh air temperature Ta.
[0120]
In
[0121]
In
[0122]
As shown in FIG. 1, when the intake
[0123]
In
[0124]
[Expression 7]
Ta = Ta0 × Ktmpi + TOFF #
Where TOFF # is a constant
Calculated by the formula (approximate formula) This calculation is a temperature change prediction calculation based on the laws of thermodynamics.
[0125]
The intake air temperature may be corrected by the vehicle speed, the intake air amount, or the like. At this time, a table containing the characteristics shown in FIGS. 16 and 17 is created in advance, and each table is searched from the vehicle speed and the intake air amount (Qas0), whereby the intake air temperature correction value Kvsp, An intake air amount correction value Kqa for temperature is obtained, and instead of the
[0126]
[Equation 8]
Ta = Kvsp × Kqa × Ta0 × Ktmpi + TOFF #
The intake fresh air temperature Ta may be obtained by the following equation.
[0127]
On the other hand, if the intake air temperature sensor is mounted downstream of the
[0128]
FIG. 18 is a flow for calculating the cylinder intake gas temperature Tn. In
[0129]
[Equation 9]
Tn = (Qac × Ta + Qec × Te) / (Qac + Qec)
The average temperature of the cylinder intake fresh air and the cylinder intake EGR gas is obtained by the following equation, and this is set as the cylinder intake temperature Tn.
[0130]
FIG. 19 is a flow for calculating the fuel injection amount Qf. In
[0131]
In
[0132]
FIG. 22 is a flow for calculating the exhaust temperature Texh. In
[0133]
In
[0134]
In
[0135]
Next, in
[0136]
In step 9, the exhaust gas temperature Texh is calculated by multiplying the exhaust gas basic value Texhb by the four correction coefficients Ktexh1, Ktexh2, Ktexh3, and Ktexh4.
[0137]
Here, in this embodiment, since two correction coefficients Ktexh3 and Ktexh4 that are not present in the prior application apparatus are newly introduced, the calculation accuracy of the exhaust temperature Texh is improved in this embodiment. The reason for improving the calculation accuracy of the exhaust temperature Texh is as follows. As described later in FIG. 31, the exhaust temperature Texh is used for calculating the exhaust pressure Pexh. Therefore, improvement in the calculation accuracy of the exhaust temperature Texh leads to improvement in the calculation accuracy of the exhaust pressure Pexh. Therefore, in order to improve the calculation accuracy of the exhaust pressure Pexh, two correction coefficients Ktexh3 and Ktexh4 are newly introduced. .
[0138]
Note that the process of FIG. 22 approximates the following expression derived from the thermodynamic expression.
[0139]
[Expression 10]
[0140]
FIG. 28 is a calculation flow of the effective area equivalent value Avnt of the
[0141]
Of these,
[0142]
## EQU11 ##
Wexh = Qtotal × Texh / Tstd [mThree/ sec]
Where Tstd: standard atmospheric temperature,
The exhaust gas flow rate equivalent value Wexh is calculated by the following formula.
[0143]
In
[0144]
[Expression 12]
Avnt = VNTstepn-1× ξfric × ξconv
The effective area equivalent value Avnt of the variable nozzle is calculated by the following equation.
[0145]
FIG. 31 is a flowchart for calculating the exhaust pressure (turbine inlet pressure) Pexh.
[0146]
In
[0147]
[Formula 13]
Pexh0 = Kpexh × {(Qas0 + Qfuel) / Avnt}2× Texh + Pa
Where Kpexh: constant,
The exhaust pressure Pexh0 is calculated by the following equation, and a weighted average process is performed on the exhaust pressure in
[0148]
Here, each calculation method of the effective area equivalent value Avnt and the exhaust pressure Pexh0 is obtained as follows.
[0149]
<1> Basic equation of flow when the channel area is reduced
Consider an ideal fluid flowing in a pipe whose sectional area gradually decreases as shown in FIG.
[0150]
When the fluid pressure, flow velocity, area, and specific gravity are P, w, A, and ρ, respectively, the inlet is subscript 1, the outlet is subscript 2, and Bernoulli's theorem is applied to the inlet and outlet cross sections.
w1 2/ 2 + P1/ Ρ = w2 2/ 2 + P2/ Ρ (1a)
From the continuous formula
A1× w1= A2× w2 ... (1b)
Therefore, from both equations, w1If you delete
Since the flow rate Q flowing per unit time is constant from the continuous equation,
Q = ρ × A2× w2
It can be expressed by the following formula.
[0151]
(3) 1 / {1- (A2/ A1)2}1/2Is the efficiency ηn, the following basic equation is obtained.
[0152]
Q = ηn × A2× {2ρ × (P1-P2)}1/2 ... (4)
<2> State equation of turbocharger
Next, the relationship between the
[0153]
The effective power Lc of the
Lc = Qas0 × Wc / ηc [W] (5)
However, Qas0: intake fresh air weight flow [kg / sec],
Wc: Compressor theory work [J / kg]
ηc: Compressor efficiency equivalent value.
[0154]
The effective power Lt of the turbine 2a is
Lt = ηt × Qtotal × Wt [W] (6)
Where Qtotal: total exhaust weight flow rate [kg / sec]
Wt: Turbine theory work [J / kg],
ηt: Value equivalent to turbine efficiency.
[0155]
Since the turbine 2a and the
[0156]
<3> Exhaust pressure prediction formula when the flow path area is reduced
Applying the above equation (4) to the left side of the equation (7),
Where Avnt: effective area equivalent value of variable nozzle,
Pexh: Exhaust pressure,
Pa: Atmospheric pressure equivalent value,
ρe: exhaust density,
VNTstep: Command opening,
ηn: Efficiency (loss),
To get the formula
[0157]
When formula (8a) is arranged for exhaust pressure Pexh,
Here, the exhaust density ρe is
ρe = ρstd × (Ta / Texh) × (Pexh / Pa) (10)
Where ρstd: density of standard atmosphere (≒ 1.1679g / cmThree),
Ta: compressor inlet temperature,
Texh: exhaust temperature,
Pexh: Exhaust pressure,
Pa: atmospheric pressure,
However, in this theoretical formula, the exhaust pressure Pexh is used to determine the exhaust density ρe, so it is not good.
ρe≈ρstd × (Ta / Texh) = Tstd / Texh (11)
Where Tstd: standard atmospheric temperature (≒ 298.15K),
The approximate expression is used. The reason why it can be approximated is that if the exhaust pressure Pexh increases, the exhaust temperature Texh also increases, so that the change in the exhaust pressure Pexh can be considered to be included in the exhaust temperature Texh.
[0158]
Therefore, the following equation is obtained by substituting equation (11) into equation (9).
[0159]
However, Kpexh: constant.
[0160]
Here, the compressor theoretical work Wc and the turbine theoretical work Wt on the right side of the equation (12a) are given by the following equations.
[0161]
[Expression 14]
[0162]
Now, the calculation formula of the exhaust pressure Pexh was obtained from the formula (12a). However, the calculation of ηc, ηt, Wc, Wt in the formula (12a) is complicated (the capability of the ECU is required). Since it is necessary to know the exhaust pressure Pexh to be obtained from the equation (14), further consideration will be given.
[0163]
Now, there is the following relationship between the total exhaust weight Qtotal, the intake fresh air amount Qas0, and the fuel injection amount Qf (the unit is all [kg / sec]).
[0164]
Qtotal = Qas0 + Qf (15)
Applying the above equation (4) to the left side of equation (15),
Avnt × {2 × ρe × (Pexh−Pa)}1/2= Qas0 + Qf (16a)
Avnt = ηn × VNTstep (16b)
When the exhaust pressure Pexh is arranged by squaring both sides of the equation (16a), the following equation is obtained.
[0165]
Pexh = {(Qas0 + Qf) / Avnt}2× (1 / ρe) + Pa (17)
Again, the following final expression is obtained by substituting Expression (11), which is an approximate expression of the exhaust density ρe, into Expression (17).
[0166]
However, Kpexh: constant.
[0167]
The expression (18a) is equivalent to the above expression (12a). The calculation formula of the exhaust pressure Pexh by the expression (18a) includes the ratio of theoretical work (Wc / Wt) of the
[0168]
<4> Efficiency of gas flowing through nozzle ηn
The effective area equivalent value Avnt of the
[0169]
Where ξconv: nozzle loss,
ξfric: friction loss.
[0170]
In equation (19), the nozzle loss ξconv is a loss determined for each nozzle opening, and in the case of a contraction pipe, as can be seen from equation (3), 1 / {1- (A2/ A1)2}1/2Becomes efficient.
[0171]
However, if the change in flow velocity is large, 1 / {1- (A2/ A1)2}1/2If this value is regarded as the nozzle loss ξconv as it is, it often does not match the actual nozzle loss, so it is described by providing a table of efficiency with respect to the nozzle opening (see FIG. 30).
[0172]
Further, the friction loss ξfric in the equation (19) is the Hagen-Poiseuille equation when the flow inside the nozzle is regarded as a laminar flow, and the friction loss ξfric is proportional to the square root of the flow velocity. there,
Wexh = Qtotal / ρe (20)
The volume flow rate equivalent value Wexh is calculated by the following formula, and the square root of the volume flow rate is set as the exhaust flow velocity, thereby searching for the friction loss ξfric (see FIG. 29).
[0173]
Again, substituting equation (11), which is an approximate expression of exhaust density ρe, into equation (20),
In this way, the nozzle effective area equivalent value Avnt is calculated by the equation (19), and the exhaust pressure Pexh is predicted by the equations (18a) and (18b) using Qas0, Qf, Texh and Pa in addition to this Avnt. That is why. FIG. 32 shows the experimental results of examining the correlation between the actual measured value and the predicted value of the exhaust pressure. From the figure, it can be seen that the predicted value is sufficiently accurate.
[0174]
Next, FIG. 33 is a flow for calculating the EGR (flow) amount Qe. In
[0175]
In
[0176]
In
[0177]
[Expression 15]
Qe = Ave * {(Pexh-Pm) * KR #}1/2
However, KR #: correction coefficient (constant),
Calculate with the following formula.
[0178]
FIG. 35 is a flow for calculating the target excess rate Mlamb. In
[0179]
FIG. 38 is a flow for calculating the target cylinder intake fresh air amount Tqac1. The engine speed Ne, the target excess air ratio Mlamb, and the fuel injection amount cycle processing value Qf0 are read. Of these, the fuel injection amount cycle processing value Qf0 is read in
[0180]
[Expression 16]
Mqac = Mlamb × Blamb × Qf0
Blamb: Theoretical air-fuel ratio (≈14.7)
The target intake fresh air amount Mqac is obtained by the following formula.
[0181]
In
[0182]
[Expression 17]
Rqac = Rqacn-1× (1-Kin × Kvol) + Mqac × Kin × Kvol
However, Rqacn-1: The previous value of Rqec,
The intermediate processing value (weighted average value) Rqac is calculated by the following formula, and the intermediate processing value Rqac and the above-described target intake fresh air amount Mqac are used in
[0183]
[Expression 18]
Tqac1 = Mqac × GKQEC + Rqacn-1× (1-GKQEC)
However, Rqacn-1: The previous value of Rqac,
GKQEC: Lead compensation gain,
The target cylinder intake fresh air amount Tqac1 is obtained by performing the advance processing according to the following equation. Since there is a delay in the intake system with respect to the required value (that is, a delay corresponding to the capacity of the
[0184]
FIG. 39 is a flow for calculating the required fresh air amount Tqa. In
[0185]
In
[0186]
[Equation 19]
Tqa = (Tqac / Ne) × KCON #
Where KCON # is a constant,
The required fresh air amount Tqa is calculated by performing unit conversion (per cylinder → per unit time) by the following formula.
[0187]
FIG. 40 is a flow for calculating the command opening VNTstep of the variable nozzle. In
[0188]
In
[0189]
[Expression 20]
Avnt sol0 = Tqa / {(Pexh-P a) × Kv #}1/2
Where Kv #: correction coefficient (constant),
This required opening area Avnt is calculated using the following formula (the law of fluid dynamics) In
[0190]
[Expression 21]
Avnt_sol = Avnt_sol0 × ξfric × ξconv
The required effective area Avnt_sol is calculated by the following formula.
[0191]
In
[0192]
The variable nozzle command opening VNTstep obtained in this way is converted into a step number (a control amount given to the
[0193]
FIG. 42 is a flow for calculating the target EGR rate Megr. In
[0194]
FIG. 45 is a calculation flow of the required EGR (flow) amount Tqe. In
[0195]
In step 3 (same as
[0196]
[Expression 22]
Rqec = Rqecn-1× (1-Kin × Kvol) + Mqec × Kin × Kvol
However, Rqecn-1: The previous value of Rqec,
The intermediate processing value (weighted average value) Rqec is calculated by the following equation, and the intermediate processing value Rqec and the target intake EGR amount Mqec are used in step 4 (similar to step 4 in FIG. 38).
[0197]
[Expression 23]
Tqec = Mqec x GKQEC + Rqecn-1× (1-GKQEC)
However, Rqecn-1: The previous value of Rqec,
GKQEC: Lead compensation gain,
The target cylinder intake EGR amount Tqec is obtained by performing the advance processing according to the following equation. Since there is a delay in the intake system with respect to the required value (that is, a delay corresponding to the capacity of the
[0198]
In step 5 (similar to step 5 in FIG. 39), from this target cylinder intake EGR amount Tqec,
[0199]
[Expression 24]
Tqe = (Tqec / Ne) × KCON #
Where KCON # is a constant,
The required EGR amount Tqe is calculated by performing unit conversion (per cylinder → per unit time) by the following formula.
[0200]
FIG. 46 is a flow for calculating the command EGR valve lift amount Liftt as the command EGR valve opening degree. In
[0201]
[Expression 25]
Tav = Tqe / {(Pexh−Pm) × KR #}1/2
However, KR #: correction coefficient (constant),
The following formula (the law of fluid mechanics) is used.
[0202]
In
[0203]
The command EGR valve lift amount Liftt determined in this way is output to the step motor 57a by a flow (not shown), and the
[0204]
As described above, according to the embodiment of the present invention, the above-described direct and simple above-mentioned four elements, that is, the intake air amount (weighted average value) Qas0, the fuel injection amount Qf, the effective area equivalent value Avnt of the variable nozzle, and the exhaust gas temperature Texh. Since the exhaust pressure Pexh can be calculated using the equation (13), the exhaust pressure can be estimated without delay in response even when a variable capacity turbocharger is provided.
[0205]
Further, the target excess air ratio Mlamb is calculated according to the engine speed and the load, the required fresh air amount Tqa is calculated based on the target excess air ratio Mlamb, and the estimated exhaust pressure Pexh and the atmospheric pressure Pa are calculated. The required opening area Avntsol0 of the
[0206]
Further, since the value obtained by multiplying the required opening area Avntsol0 of the
[0207]
Similarly, the effective area equivalent value Avnt is the previous value of the command opening degree given to the efficiency ηn of the gas flowing through the
[0208]
Further, since the efficiency ηn of the gas flowing through the
[0209]
Further, since the friction loss ξfric is given as a value proportional to the square root of the exhaust flow velocity equivalent value Wexh, the friction loss ξfric can be given accurately even if the exhaust flow velocity is different.
[0210]
Further, when the change in the flow velocity is large, the loss to the constricted pipe (1 / {1- (A2/ A1)2}1/2In this embodiment, the nozzle loss ξconv is changed to the previous value of the command opening VNTstep.n-1Therefore, even if the change in the flow velocity is large, the value can be matched well with the actual nozzle loss.
[0211]
Also, VNTstep is the previous value of command openingn-1The exhaust temperature nozzle opening correction coefficient Ktexh4 is calculated according to the exhaust amount Qexh, and the exhaust temperature basic value Texhb is corrected with this correction coefficient Ktexh4. The calculation accuracy of the exhaust pressure Pexh is improved by that amount. Similarly, when the intake port is provided with a swirl valve, the exhaust temperature swirl correction coefficient Ktexh3 is calculated in accordance with the position of the swirl valve and the engine speed Ne, and the exhaust gas basic value is calculated using the correction coefficient Ktexh3. Since Texhb is corrected, even when the intake port is provided with a swirl valve, the calculation accuracy of the exhaust temperature Texh is improved, and the calculation accuracy of the exhaust pressure Pexh is improved by this improvement.
[0212]
Next, FIG. 48 and FIG. 49 are the calculation flows of the second embodiment, respectively replacing FIG. 33 and FIG. 46 of the first embodiment. In addition, the same step number is attached | subjected to the same part as 1st Embodiment.
[0213]
In the first embodiment, the EGR flow rate Qe is calculated from the differential pressure between the exhaust pressure Pexh and the intake pressure Pm as shown in the equation (15). However, in the second embodiment, the
[0214]
The difference from the first embodiment will be mainly described. In
[0215]
[Equation 26]
However, Ave: EGR valve opening area equivalent value,
Pexh: Exhaust pressure,
Pm: Intake pressure
Tstd: Standard atmospheric temperature,
Texh: exhaust temperature,
Avps:
λ: Straight pipe loss coefficient of the
d: diameter of the
l: length of
ζ: bending pipe loss coefficient of
g: acceleration of gravity,
Cv: constant,
The EGR flow rate Qe is calculated by the following formula.
[0216]
However, the straight pipe loss coefficient λ and the bent pipe loss coefficient ζ of the EGR passage may be calculated by the following equations. In
[0217]
[Expression 27]
Where Cs, Cb1, Cb2 are constants,
Tstd: Standard atmospheric temperature,
ν: Kinematic viscosity of exhaust,
d: diameter of the
R: radius of curvature of
n: The number of bent portions of the
[0218]
The above equation (26) is an equation obtained by applying a known equation to the flow of EGR gas. For example,
Qegr = Aegr × {2 × ρe × (Pexh−Pm)}1/2... (22a) Aegr = Ave x ηn2 x Cv (22b) However, Aegr:
Ave:
ηn2: efficiency of gas flowing through the
Cv: constant.
[0219]
This is a new introduction of ηn2 × Cv for the opening area equivalent value Ave of the
[0220]
Again, substituting equation (11), which is an approximation of exhaust density ρe, into equation (22a)
Qe = Aegr × {2 × (Tstd / Texh) × (Pexh−Pm)}1/2···(twenty three)
Where Tstd: Standard atmospheric temperature
Further, the efficiency ηn2 of the equation (22b) is set according to the first embodiment.
ηn2 = ξconv-egr × ξfric-egr (24)
ξconv-egr: loss at the
ξfric-egr: friction loss of
And
[0221]
Here, the loss ξconv-egr at the
ξconv-egr = 1 / {1- (Ave / Avps)2}1/2···(twenty five)
far.
[0222]
On the other hand, the friction loss ξfric-egr of the
Where ε: pipe friction coefficient,
λ: Straight pipe loss coefficient,
ζ: bending pipe loss coefficient,
l: EGR passage length,
d: Diameter of EGR passage,
g: acceleration of gravity,
It can be expressed as.
[0223]
Substituting Equations (25) and (26) into Equation (24),
By substituting equation (27) into equation (22b), the following equation is obtained.
[0224]
By substituting this equation (28) into equation (22a),
[0225]
The formulas (22a) and (22b), which are the basis of the
[0226]
In
[0227]
[Expression 28]
The required opening area Tav of the
[0228]
Tav = Ave × ηn2 × Cv (29)
Thus, the constant Cv and the efficiency ηn2 having the same value are introduced for the opening area equivalent value Ave. Here, since the efficiency ηn2 is given by the equation (27), the equation (28) is obtained by substituting the equation (27) into the equation (29).
[0229]
Thus, in the second embodiment, since the gas pressure loss in the
[0230]
Further, it is theorized that the value corresponding to the opening area of the passage can be corrected by the efficiency of the gas flowing through the passage, generally only in a steady flow. However, this time, when an experiment was performed in a case where the opening area equivalent value Ave of the
[0231]
Here, referring to FIG. 6, the cylinder intake EGR amount Qec from the EGR amount Qe, the cylinder intake gas temperature Tn from the cylinder intake EGR amount Qec, the cycle process value Tn0 from the cylinder intake gas temperature Tn, and the cycle process value Tn0. Since the exhaust gas temperature Pexh is calculated from the exhaust gas temperature Texh, increasing the calculation accuracy of the EGR amount Qe leads to increasing the calculation accuracy of the exhaust gas pressure Pexh. Therefore, based on the exhaust pressure Pexh with improved calculation accuracy, the supercharging pressure (intake fresh air amount) and the EGR amount can be controlled with higher accuracy.
[0232]
Further, since the efficiency ηn2 of the gas flowing through the
[0233]
Further, since the straight pipe loss coefficient λ is calculated by the
[0234]
FIG. 50 is a calculation flow of the effective area equivalent value Avnt of the variable nozzle of the third embodiment, which replaces FIG. 28 of the first embodiment.
[0235]
In the third embodiment, the calculation of the efficiency ηn of the first embodiment is simplified. Specifically, in
[0236]
Here, the correction value Kvnt is a value corresponding to the efficiency ηn (= ξfric × ξconv) of the first embodiment.
[0237]
Thus, in the third embodiment, the calculation load of the CPU can be reduced by simplifying the calculation of the efficiency ηn of the gas flowing through the variable nozzle.
[0238]
FIG. 54 is a calculation flow of the exhaust pressure (turbine inlet pressure) of the fourth embodiment, which replaces FIG. 31 of the first embodiment.
[0239]
In the first embodiment, the exhaust pressure is calculated on the assumption that the flow of the gas passing through the
[0240]
[Expression 29]
Pexhr = Kpexhn × {(Qas0 + Qfuel) / Avnt}2× Texh
Where Kpexhn: constant,
The turbine inlet exhaust pressure equivalent value Pexhr is calculated by the following formula, and the exhaust pressure Pexh0 is obtained by searching a map having the contents shown in FIG. 55 in
[0241]
Here, how the calculation method of the exhaust pressure of Expression 29 is obtained will be described next.
[0242]
<5> Basic formula of flow in case of tapered nozzle
Considering the flow passing through the turbine nozzle, there is almost no heat input / output or work from outside, and therefore, the energy of the fluid is considered to change from the decrease in internal energy to kinetic energy and extrusion work. The engine exhaust can be regarded as an ideal gas because of its low pressure and high temperature. Therefore, the flow of exhaust gas passing through the turbine nozzle can be considered as “the ideal gas flows with adiabatic change”.
[0243]
Now, in a tapered nozzle such as a turbine nozzle, as shown in FIG. 56, the pressure, specific volume, flow velocity, area, temperature, specific heat ratio, and gas constant are P, v, w, A, T, κ, Let R be the
[0244]
[30]
[0245]
It is. Further, the following equation is established from the basic equation of steady flow energy.
[0246]
[31]
[0247]
Substituting equation (31) into
[0248]
[Expression 32]
[0249]
Or P1V1= RT1From
[0250]
[Expression 33]
[0251]
For tapered nozzles, inlet flow velocity w1Is the exit velocity w2If it is omitted, the speed w at the nozzle outlet end2Is given by:
[0252]
[Expression 34]
[0253]
Since the flow rate Q flowing through each section of the nozzle per unit time is constant from the continuous equation, Q = A2× w2/ V2= Ρe × A2× w2[Kg / sec] (33). Also, since the fluid flowing in the nozzle is considered to be an adiabatic change with an ideal gas, from the above equation (31),
[0254]
[Expression 35]
[0255]
It is.
[0256]
Substituting (32) and (34) into (33),
[0257]
[Expression 36]
[0258]
Equation (35) is a basic equation for the flow in the case of a tapered nozzle.
[0259]
<6> Exhaust pressure prediction formula for tapered nozzles
Refer to FIG. From equation (15)
Qas0 + Qf = Qtotal [kg / sec] (36) Applying the above equation (35), which is a nozzle flow equation whose area is reduced, to the right side of this equation (36),
[0260]
[Expression 37]
[0261]
To get the formula
[0262]
Here, the turbine inlet exhaust pressure equivalent value Pexhr is
[0263]
[Formula 38]
[0264]
Then, the equation (37a) is
Therefore, when the equation (39) is arranged for the turbine inlet exhaust pressure equivalent value Pexhr, the following equation is obtained.
[0265]
Again, the following final expression is obtained by substituting Expression (11), which is an approximate expression of the exhaust density ρe, into Expression (40).
[0266]
Pexhr = Kpexhn × {(Qas0 + Qf) / Avnt}2× Texh [Pa] (41a)
Kpexhn = (1 / (2 × ρe)) × (κe / (κe−1)) (41b)
However, Kpexhn: constant.
[0267]
Now, as shown in the
[0268]
On the other hand, according to the fourth embodiment obtained by assuming that the flow of gas passing through the nozzle is a flow when the ideal gas is adiabatically changed and flows, the flow rate per unit time is calculated by an arithmetic expression. Since the pressure and pressure (that is, the change in specific gravity) can be accurately described, high calculation accuracy of the exhaust pressure can be obtained even in a state of atmospheric pressure or temperature different from the standard state.
[0269]
In addition, since the characteristics of FIG. 51 that must be matched in the fourth embodiment are simple as shown in the figure, only calculation is sufficient (no matching is necessary), and exhaust pressure calculation accuracy is also possible only on the desk. Is expensive (confirmed by experiment).
[0270]
In the embodiment, the case where the common rail fuel injection device is used has been described. However, the present invention is not limited to this. For example, the present invention can also be applied when a unit injector is used.
[0271]
Although the embodiment has been described in the case of a diesel engine, it is needless to say that the present invention can also be applied to a gasoline engine.
[0272]
In the embodiment, the case where the
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a control system diagram of a first embodiment.
FIG. 2 is a system diagram of a common rail fuel injection device.
FIG. 3 is an EGR control system diagram.
FIG. 4 is a characteristic diagram showing the relationship between the sensitivity of the EGR rate and the amount of fresh air (supercharging pressure) with respect to the discharge amounts of NOx and PM.
FIG. 5 is a block diagram showing the basic concept of EGR control and supercharging pressure control.
FIG. 6 is a block diagram of a control system.
FIG. 7 is a flowchart showing the calculation order of parameters in model reference control.
FIG. 8 is a flowchart for explaining cycle processing;
FIG. 9 is a flowchart for explaining calculation of a cylinder intake fresh air amount.
FIG. 10 is a flowchart for explaining calculation of a cylinder suction EGR amount.
FIG. 11 is a flowchart for explaining calculation of a volumetric efficiency equivalent value.
FIG. 12 is a characteristic diagram of air density.
FIG. 13 is a flowchart for explaining calculation of intake pressure.
FIG. 14 is a characteristic diagram of pressure with respect to sensor output voltage.
FIG. 15 is a flowchart for explaining calculation of intake air temperature;
FIG. 16 is a characteristic diagram of a vehicle speed correction value of intake air temperature.
FIG. 17 is a characteristic diagram of an intake air amount correction value of intake air temperature.
FIG. 18 is a flowchart for explaining calculation of cylinder intake gas temperature.
FIG. 19 is a flowchart for explaining calculation of a fuel injection amount.
FIG. 20 is a characteristic diagram of a basic fuel injection amount.
FIG. 21 is a characteristic diagram of a maximum injection amount.
FIG. 22 is a flowchart for explaining calculation of exhaust gas temperature.
FIG. 23 is a characteristic diagram of an exhaust gas temperature basic value.
FIG. 24 is a characteristic diagram of an intake air temperature correction coefficient.
FIG. 25 is a characteristic diagram of an exhaust pressure correction coefficient.
FIG. 26 is a characteristic diagram of a swirl correction coefficient.
FIG. 27 is a characteristic diagram of a nozzle opening correction coefficient.
FIG. 28 is a flowchart for explaining calculation of a nozzle effective area equivalent value;
FIG. 29 is a characteristic diagram of friction loss.
FIG. 30 is a characteristic diagram of nozzle loss.
FIG. 31 is a flowchart for explaining exhaust pressure calculation;
FIG. 32 is a characteristic diagram in which the correlation between the measured value and the predicted value of the exhaust pressure is examined.
FIG. 33 is a flowchart for explaining calculation of an EGR flow rate.
FIG. 34 is a characteristic diagram of an EGR valve opening area equivalent value.
FIG. 35 is a flowchart for explaining calculation of a target excess air ratio.
FIG. 36 is a characteristic diagram of a target excess air ratio basic value.
FIG. 37 is a characteristic diagram of a target excess air ratio correction value.
FIG. 38 is a flowchart for explaining calculation of a target cylinder intake fresh air amount;
FIG. 39 is a flowchart for explaining calculation of a required fresh air amount.
FIG. 40 is a flowchart for explaining calculation of a command opening given to the variable nozzle actuator.
FIG. 41 is a characteristic diagram of command opening.
FIG. 42 is a flowchart for explaining calculation of a target EGR rate.
FIG. 43 is a characteristic diagram of a target EGR rate basic value.
FIG. 44 is a characteristic diagram of a target EGR rate correction value.
FIG. 45 is a flowchart for explaining calculation of a required EGR amount.
FIG. 46 is a flowchart for explaining calculation of a command EGR valve lift amount;
FIG. 47 is a characteristic diagram of an EGR valve target lift amount.
FIG. 48 is a flowchart for explaining calculation of an EGR amount according to the second embodiment;
FIG. 49 is a flowchart for explaining calculation of a command EGR valve lift amount according to the second embodiment;
FIG. 50 is a flowchart for explaining calculation of a nozzle effective area equivalent value according to the third embodiment;
FIG. 51 is a characteristic diagram of an effective area correction value according to the third embodiment.
FIG. 52 is a model diagram of a flow in which the flow path area is reduced.
FIG. 53 is a model diagram used for examining the mechanical balance of the intake and exhaust systems.
FIG. 54 is a flowchart for explaining calculation of exhaust pressure in the fourth embodiment.
FIG. 55 is a characteristic diagram of the exhaust pressure Pexh0 of the fourth embodiment.
FIG. 56 is a model diagram of a tapered nozzle.
FIG. 57 is a view corresponding to claims of the first invention.
FIG. 58 is a view corresponding to claims of the eleventh and twenty-eighth aspects of the invention.
FIG. 59 is a diagram corresponding to a claim of the eighteenth invention.
[Explanation of symbols]
1 Engine body
2 Variable capacity turbocharger
2d variable nozzle
10 Common rail fuel injection system
16 Common rail
17 Fuel injection valve
41 Electronic control unit
54 EGR passage
57 EGR valve
72 Intake pressure sensor
Claims (34)
吸入空気量を検出する手段と、
エンジンの負荷を検出する手段と、
前記可変ノズルの有効面積相当値を検出する手段と、
排気温度を検出する手段と、
これら4つの要素を用いて排気圧を推定する手段と、
前記推定した排気圧と大気圧の差圧を演算する手段と、
エンジンの回転数と負荷に応じて目標空気過剰率を演算する手段と、
この目標空気過剰率に基づいて要求新気量を演算する手段と、
この要求新気量と前記大気圧との差圧とから前記可変ノズルの要求開口面積を演算する手段と、
この要求開口面積となるように前記可変ノズルの開度を制御する手段と、
吸気圧を検出するセンサと、
前記推定した排気圧とこの吸気圧の差圧を演算する手段と、
エンジンの回転数と負荷に応じて目標EGR率を演算する手段と、
この目標EGR率に基づいて要求EGR量を演算する手段と、
この要求EGR量と前記吸気圧との差圧とから前記EGR弁の要求開口面積を演算する手段と、
この要求開口面積となるように前記EGR弁の開度を制御する手段と
を設けたことを特徴とするエンジンの制御装置。A variable capacity turbocharger having a variable nozzle in the turbine and an EGR valve capable of controlling the EGR amount;
Means for detecting the amount of intake air;
Means for detecting engine load;
Means for detecting an effective area equivalent value of the variable nozzle;
Means for detecting the exhaust temperature;
Means for estimating the exhaust pressure using these four elements;
Means for calculating a pressure difference between the estimated exhaust pressure and atmospheric pressure;
Means for calculating a target excess air ratio according to the engine speed and load;
Means for calculating a required fresh air amount based on the target excess air ratio;
Means for calculating a required opening area of the variable nozzle from a differential pressure between the required fresh air amount and the atmospheric pressure;
Means for controlling the opening of the variable nozzle so as to be the required opening area;
A sensor for detecting the intake pressure;
Means for calculating a differential pressure between the estimated exhaust pressure and the intake pressure;
Means for calculating a target EGR rate according to the engine speed and load;
Means for calculating a required EGR amount based on the target EGR rate;
Means for calculating a required opening area of the EGR valve from a differential pressure between the required EGR amount and the intake pressure;
An engine control apparatus comprising: means for controlling the opening degree of the EGR valve so as to satisfy the required opening area.
Pexh=Kpexh×{(Qas0+Qf)/Avnt)}2×Texh+Pa
ただし、Pexh:排気圧、
Qas0:吸入空気量、
Qf:燃料噴射量、
Avnt:有効面積相当値、
Texh:タービン入口排気温度、
Pa:コンプレッサ入口圧、
Kpexh:定数、
の式により演算することを特徴とする請求項1に記載のエンジンの制御装置。Using the fuel injection amount Qf as the engine load, the exhaust pressure Pexh is
Pexh = Kpexh × {(Qas0 + Qf) / Avnt)} 2 × Texh + Pa
Where Pexh: exhaust pressure,
Qas0: intake air volume,
Qf: fuel injection amount,
Avnt: Effective area equivalent value,
Texh: Turbine inlet exhaust temperature,
Pa: compressor inlet pressure,
Kpexh: constant,
The engine control device according to claim 1, wherein the calculation is performed according to the equation:
P exhr=Kpexhn×{(Qas0+Qf)/Avnt)}2×Texh
ただし、Qas0:吸入空気量、
Qf:燃料噴射量、
Avnt:可変ノズルの有効面積相当値、
Texh:タービン入口の排気温度、
Kpexhn:定数、
の式により演算し、このタービン入口排気圧相当値Pexhrとコンプレッサ入口圧Paとから前記排気圧Pexhを演算することを特徴とする請求項1に記載のエンジンの制御装置。Using the fuel injection amount Qf as the engine load, the turbine inlet exhaust pressure equivalent value Pexhr is
P exhr = Kpexhn × {(Qas0 + Qf) / Avnt)} 2 × Texh
Where Qas0: intake air volume,
Qf: fuel injection amount,
Avnt: Effective area equivalent value of variable nozzle,
Texh: Turbine inlet exhaust temperature,
Kpexhn: constant,
The engine control apparatus according to claim 1, wherein the exhaust pressure Pexh is calculated from the turbine inlet exhaust pressure equivalent value Pexhr and the compressor inlet pressure Pa.
前記EGR弁の実開度より前記EGR弁の開口面積相当値を演算する手段と、この開口面積相当値と前記吸気圧との差圧とに基づいてEGR量を演算する手段と、
このEGR量とエンジン回転数に基づいてシリンダ吸入EGR量を演算する手段と、
このシリンダ吸入EGR量とコンプレッサ入口温度とシリンダ吸入新気量と前回の排気温度に基づいてシリンダ吸入ガス温度を演算する手段と、
このシリンダ吸入ガス温度のサイクル処理値を演算する手段と、
燃料噴射量を演算する手段と、
この燃料噴射量のサイクル処理値を演算する手段と、
このサイクル処理値に基づいて排気温度基本値を演算する手段と、
前記シリンダ吸入ガス温度のサイクル処理値から吸気温度補正係数を演算する手段と、
この補正係数で前記排気温度基本値を補正して今回の排気温度を演算する手段と
からなる場合に、前記EGR弁の開口面積相当値を前記EGR弁を流れるガスの効率で補正することを特徴とする請求項1から10までのいずれか一つに記載のエンジンの制御装置。Means for detecting the exhaust temperature;
Means for calculating an opening area equivalent value of the EGR valve from the actual opening of the EGR valve, means for calculating an EGR amount based on a differential pressure between the opening area equivalent value and the intake pressure;
Means for calculating the cylinder intake EGR amount based on the EGR amount and the engine speed;
Means for calculating the cylinder intake gas temperature based on the cylinder intake EGR amount, the compressor inlet temperature, the cylinder intake fresh air amount, and the previous exhaust temperature;
Means for calculating a cycle processing value of the cylinder intake gas temperature;
Means for calculating the fuel injection amount;
Means for calculating a cycle processing value of the fuel injection amount;
Means for calculating an exhaust gas temperature basic value based on the cycle processing value;
Means for calculating an intake air temperature correction coefficient from a cycle processing value of the cylinder intake gas temperature;
When the exhaust gas basic value is corrected by this correction coefficient to calculate the current exhaust temperature, the opening area equivalent value of the EGR valve is corrected by the efficiency of the gas flowing through the EGR valve. The engine control device according to any one of claims 1 to 10.
ξconv-egr=1/{1−(Ave/Avps)2}1/2
ただし、Ave:EGR弁の開口面積相当値、
Avps:EGR弁の全開面積相当値、
の式により演算することを特徴とする請求項12に記載のエンジンの制御装置。The pressure loss ξconv-egr at the EGR valve is
ξconv-egr = 1 / {1- (Ave / Avps) 2 } 1/2
However, Ave: EGR valve opening area equivalent value,
Avps: EGR valve fully open area equivalent value,
The engine control apparatus according to claim 12, wherein the calculation is performed according to the equation:
ξfric-egr={λ×ζ×(l/d)×(1/(2g))}1/2
ただし、λ:直管損失係数、
ζ:曲がり管損失係数、
l:EGR通路長、
d:EGR通路の直径、
g:重力の加速度、
の式により演算することを特徴とする請求項12に記載のエンジンの制御装置。The friction loss ξfric-egr of the EGR passage is
ξfric-egr = {λ × ζ × (l / d) × (1 / (2g))} 1/2
Where λ: straight pipe loss coefficient,
ζ: bending pipe loss coefficient,
l: EGR passage length,
d: Diameter of EGR passage,
g: acceleration of gravity,
The engine control apparatus according to claim 12, wherein the calculation is performed according to the equation:
λ=Cs×[{2×(Tstd/Texh)×(Pexh−Pm)}1/2/(ν×d)]-1/4
ただし、Tstd:標準大気温度、
Texh:排気温度、
Pexh:排気圧、
Pm:吸気圧、
ν:排気の動粘度、
d:EGR通路の直径、
Cs:定数、
の式により演算することを特徴とする請求項12に記載のエンジンの制御装置。The straight pipe loss coefficient λ is
λ = Cs × [{2 × (Tstd / Texh) × (Pexh−Pm)} 1/2 / (ν × d)] −1/4
Where Tstd: standard atmospheric temperature,
Texh: exhaust temperature,
Pexh: Exhaust pressure,
Pm: Intake pressure
ν: Kinematic viscosity of exhaust,
d: Diameter of EGR passage,
Cs: constant,
The engine control apparatus according to claim 12, wherein the calculation is performed according to the equation:
吸入空気量を検出する手段と、
エンジンの負荷を検出する手段と、
前記可変ノズルの有効面積相当値を検出する手段と、
排気温度を検出する手段と、
これら4つの要素を用いて排気圧を推定する手段と、
前記推定した排気圧と大気圧の差圧を演算する手段と、
エンジンの回転数と負荷に応じて目標空気過剰率を演算する手段と、
この目標空気過剰率に基づいて要求新気量を演算する手段と、
この要求新気量と前記大気圧との差圧とから前記可変ノズルの要求開口面積を演算する手段と、
この要求開口面積となるように前記可変ノズルの開度を制御する手段と、
吸気圧を検出するセンサと、
前記推定した排気圧とこの吸気圧の差圧を演算する手段と、
この吸気圧との差圧に基づいて排気管と吸気管を連通するEGR通路の直管損失を演算する手段と、
この直管損失と前記EGR通路の曲がり管損失とに基づいて前記EGR通路の摩擦損失を演算する手段と、
前記EGR弁の実開度に基づいて前記EGR弁の開口面積相当値を演算する手段と、
この開口面積相当値に基づいて前記EGR弁での損失を演算する手段と、
このEGR弁での損失と前記EGR通路の摩擦損失の積を前記EGR弁を流れるガスの効率として演算する手段と、
この効率で前記EGR弁の開口面積相当値を補正した値を前記EGR弁の要求開口面積として演算する手段と、
この要求開口面積となるように前記EGR弁の開度を制御する手段と
を設けたことを特徴とするエンジンの制御装置。A variable capacity turbocharger having a variable nozzle in the turbine and an EGR valve capable of controlling the EGR amount;
Means for detecting the amount of intake air;
Means for detecting engine load;
Means for detecting an effective area equivalent value of the variable nozzle;
Means for detecting the exhaust temperature;
Means for estimating the exhaust pressure using these four elements;
Means for calculating a pressure difference between the estimated exhaust pressure and atmospheric pressure;
Means for calculating a target excess air ratio according to the engine speed and load;
Means for calculating a required fresh air amount based on the target excess air ratio;
Means for calculating a required opening area of the variable nozzle from a differential pressure between the required fresh air amount and the atmospheric pressure;
Means for controlling the opening of the variable nozzle so as to be the required opening area;
A sensor for detecting the intake pressure;
Means for calculating a differential pressure between the estimated exhaust pressure and the intake pressure;
Means for calculating a straight pipe loss of the EGR passage communicating the exhaust pipe and the intake pipe based on the differential pressure with the intake pressure;
Means for calculating a friction loss of the EGR passage based on the straight pipe loss and the bent pipe loss of the EGR passage;
Means for calculating an opening area equivalent value of the EGR valve based on an actual opening of the EGR valve;
Means for calculating a loss in the EGR valve based on the opening area equivalent value;
Means for calculating the product of the loss in the EGR valve and the friction loss in the EGR passage as the efficiency of the gas flowing through the EGR valve;
Means for calculating a value obtained by correcting the value corresponding to the opening area of the EGR valve with this efficiency as a required opening area of the EGR valve;
An engine control apparatus comprising: means for controlling the opening degree of the EGR valve so as to satisfy the required opening area.
Pexh=Kpexh×{(Qas0+Qf)/Avnt)}2×Texh+Pa
ただし、Pexh:排気圧、
Qas0:吸入空気量、
Qf:燃料噴射量、
Avnt:有効面積相当値、
Texh:タービン入口排気温度、
Pa:コンプレッサ入口圧、
Kpexh:定数、
の式により演算することを特徴とする請求項18に記載のエンジンの制御装置。Using the fuel injection amount Qf as the engine load, the exhaust pressure Pexh is
Pexh = Kpexh × {(Qas0 + Qf) / Avnt)} 2 × Texh + Pa
Where Pexh: exhaust pressure,
Qas0: intake air volume,
Qf: fuel injection amount,
Avnt: Effective area equivalent value,
Texh: Turbine inlet exhaust temperature,
Pa: compressor inlet pressure,
Kpexh: constant,
The engine control apparatus according to claim 18, wherein the calculation is performed according to the equation:
P exhr=Kpexhn×{(Qas0+Qf)/Avnt)}2×Texh
ただし、Qas0:吸入空気量、
Qf:燃料噴射量、
Avnt:可変ノズルの有効面積相当値、
Texh:タービン入口の排気温度、
Kpexhn:定数、
の式により演算し、このタービン入口排気圧相当値Pexhrとコンプレッサ入口圧Paとから前記排気圧Pexhを演算することを特徴とする請求項18に記載のエンジンの制御装置。Using the fuel injection amount Qf as the engine load, the turbine inlet exhaust pressure equivalent value Pexhr is
P exhr = Kpexhn × {(Qas0 + Qf) / Avnt)} 2 × Texh
Where Qas0: intake air volume,
Qf: fuel injection amount,
Avnt: Effective area equivalent value of variable nozzle,
Texh: Turbine inlet exhaust temperature,
Kpexhn: constant,
The engine control device according to claim 18, wherein the exhaust pressure Pexh is calculated from the turbine inlet exhaust pressure equivalent value Pexhr and the compressor inlet pressure Pa.
前記EGR弁の実開度より前記EGR弁の開口面積相当値を演算する手段と、この開口面積相当値と前記吸気圧との差圧とに基づいてEGR量を演算する手段と、
このEGR量とエンジン回転数に基づいてシリンダ吸入EGR量を演算する手段と、
このシリンダ吸入EGR量とコンプレッサ入口温度とシリンダ吸入新気量と前回の排気温度に基づいてシリンダ吸入ガス温度を演算する手段と、
このシリンダ吸入ガス温度のサイクル処理値を演算する手段と、
燃料噴射量を演算する手段と、
この燃料噴射量のサイクル処理値を演算する手段と、
このサイクル処理値に基づいて排気温度基本値を演算する手段と、
前記シリンダ吸入ガス温度のサイクル処理値から吸気温度補正係数を演算する手段と、
この補正係数で前記排気温度基本値を補正して今回の排気温度を演算する手段と
からなる場合に、前記EGR弁の開口面積相当値を前記EGR弁を流れるガスの効率で補正することを特徴とする請求項18から27までのいずれか一つに記載のエンジンの制御装置。Means for detecting the exhaust temperature Texh;
Means for calculating an opening area equivalent value of the EGR valve from the actual opening of the EGR valve, means for calculating an EGR amount based on a differential pressure between the opening area equivalent value and the intake pressure;
Means for calculating the cylinder intake EGR amount based on the EGR amount and the engine speed;
Means for calculating the cylinder intake gas temperature based on the cylinder intake EGR amount, the compressor inlet temperature, the cylinder intake fresh air amount, and the previous exhaust temperature;
Means for calculating a cycle processing value of the cylinder intake gas temperature;
Means for calculating the fuel injection amount;
Means for calculating a cycle processing value of the fuel injection amount;
Means for calculating an exhaust gas temperature basic value based on the cycle processing value;
Means for calculating an intake air temperature correction coefficient from a cycle processing value of the cylinder intake gas temperature;
When the exhaust gas basic value is corrected by this correction coefficient to calculate the current exhaust temperature, the opening area equivalent value of the EGR valve is corrected by the efficiency of the gas flowing through the EGR valve. The engine control device according to any one of claims 18 to 27.
ξconv-egr=1/{1−(Ave/Avps)2}1/2
ただし、Ave:EGR弁の開口面積相当値、
Avps:EGR弁の全開面積相当値、
の式により演算することを特徴とする請求項29に記載のエンジンの制御装置。The pressure loss ξconv-egr at the EGR valve is
ξconv-egr = 1 / {1- (Ave / Avps) 2 } 1/2
However, Ave: EGR valve opening area equivalent value,
Avps: EGR valve fully open area equivalent value,
30. The engine control apparatus according to claim 29, wherein the calculation is performed according to the following formula.
ξfric-egr={λ×ζ×(l/d)×(1/(2g))}1/2
ただし、λ:直管損失係数、
ζ:曲がり管損失係数、
l:EGR通路長、
d:EGR通路の直径、
g:重力の加速度、
の式により演算することを特徴とする請求項29に記載のエンジンの制御装置。The friction loss ξfric-egr of the EGR passage is
ξfric-egr = {λ × ζ × (l / d) × (1 / (2g))} 1/2
Where λ: straight pipe loss coefficient,
ζ: bending pipe loss coefficient,
l: EGR passage length,
d: Diameter of EGR passage,
g: acceleration of gravity,
30. The engine control apparatus according to claim 29, wherein the calculation is performed according to the following formula.
λ=Cs×[{2×(Tstd/Texh)×(Pexh−Pm)}1/2/(ν×d)]-1/4
ただし、Tstd:標準大気温度、
Texh:排気温度、
Pexh:排気圧、
Pm:吸気圧、
ν:排気の動粘度、
d:EGR通路の直径、
Cs:定数、
の式により演算することを特徴とする請求項29に記載のエンジンの制御装置。The straight pipe loss coefficient λ is
λ = Cs × [{2 × (Tstd / Texh) × (Pexh−Pm)} 1/2 / (ν × d)] −1/4
Where Tstd: standard atmospheric temperature,
Texh: exhaust temperature,
Pexh: Exhaust pressure,
Pm: Intake pressure
ν: Kinematic viscosity of exhaust,
d: Diameter of EGR passage,
Cs: constant,
30. The engine control apparatus according to claim 29, wherein the calculation is performed according to the following formula.
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