JP4001006B2

JP4001006B2 - Ignition timing control device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP4001006B2
Application number: JP2002365658A
Authority: JP
Inventors: 晴文武藤; 大介小林; 賢治田中
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-12-17
Filing date: 2002-12-17
Publication date: 2007-10-31
Anticipated expiration: 2022-12-17
Also published as: JP2004197618A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、排気再循環装置を有する内燃機関の点火時期制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
排気再循環装置によって機関排気系から気筒内へ排気ガスを再循環させると、燃焼温度を低下させてＮＯ_Xの発生量を低減することができる。しかしながら、その一方で気筒内の排気ガスが燃料の燃焼を阻害して燃焼が緩慢となるために、点火時期を進角することが必要とされる。
【０００３】
それにより、一般的には、排気再循環を停止した時の基準点火時期を機関運転状態毎に定めると共に、制御弁が目標開度とされて排気再循環を実施した時の点火時期進角量を機関運転状態毎に定めて、排気再循環の停止及び実施に応じて点火時期が制御される。
【０００４】
排気再循環の実施及び停止を切り換えるには、排気再循環通路に配置された制御弁を開閉することとなるが、制御弁は直ぐに目標開度とはならず、目標開度に見合った定常量の排気ガスが直ぐに気筒内へは供給されない。それにより、制御弁の開弁指令直後において、定常量の排気ガスが気筒内へ再循環されていることを意図して設定された点火時期進角量によって点火時期を進角すると、実際に気筒内へ供給されている排気ガス量に対しては点火時期が進角され過ぎることとなり、燃焼が悪化する。
【０００５】
この問題を解決するために、従来においては、制御弁の開弁に際して排気ガスは一次遅れにより気筒内へ供給されて吸入空気量が減少するとして、吸入空気量減少割合を算出し、この吸入空気量減少割合に基づき点火時期を最終的な点火時期進角量まで徐々に進角することが提案されている。また、機関運転状態によっては制御弁を徐々に開弁してトルクショックの発生を抑制することも提案されており、この時にも、再循環排気ガスの一次遅れを考慮して吸入空気量減少割合を算出し、それに基づいて点火時期は徐々に進角される（例えば、特許文献１参照）。
【０００６】
【特許文献１】
特開平７−１９７８７６号公報（段落番号００２６−００５０、図１１）
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
前述の従来技術において、吸入空気量減少割合は、制御弁開度だけに応じて制御弁を通過する排気ガス量が変化し、この排気ガス量が一次遅れで気筒内へ供給されるとして算出されるものである。しかしながら、制御弁を通過する排気ガス量は、制御弁開度だけに依存するものではないために、算出される吸入空気量減少割合が不正確となって適当な点火時期制御が実現されず、十分に燃焼の悪化を防止することができない。
【０００８】
従って、本発明の目的は、制御弁を備える排気再循環通路がスロットル弁の下流側の吸気管へ接続されている内燃機関の点火時期制御装置において、再循環排気ガス量に応じた点火時期制御を実施して、制御弁の開閉指令直後においても十分に燃焼の悪化を防止可能とすることである。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明による請求項１に記載の内燃機関の点火時期制御装置は、制御弁を備える排気再循環通路がスロットル弁の下流側の吸気管へ接続されている内燃機関の点火時期制御装置であって、機関運転状態毎に、前記制御弁を全閉とした時の基準点火時期と、前記制御弁の目標設定開度と、前記制御弁が前記目標設定開度とされた時の定常時の吸入排気ガス量に適した点火時期進角量とが設定され、機関運転状態毎に前記点火時期進角量だけ前記基準点火時期を進角して点火を実施する内燃機関の点火時期制御装置において、機関運転状態が変化する機関過渡時に、前記点火時期進角量は、前記制御弁の現在の開度と現在の吸気管圧力とに基づき算出される気筒内への現在の吸入排気ガス量と、前記定常時の吸入排気ガス量との比によって補正され、前記現在の吸気管圧力は、吸気管内に存在する吸気及び排気ガスの質量保存則、エネルギ保存則、及び状態方程式を使用して、離散時間毎に、前回の吸気管圧力と、前回のスロットル弁通過空気量と、前回の制御弁通過排気ガス量と、前回の吸入ガス量と、前回の吸気温度と、前回の排気ガス温度とに基づき算出され、補正された前記点火時期進角量だけ前記基準点火時期を進角して点火を実施することを特徴とする内燃機関の点火時期制御装置。
【００１０】
また、本発明による請求項２に記載の内燃機関の点火時期制御装置は、請求項１に記載の内燃機関の点火時期制御装置において、前記点火時期進角量を補正するための前記比を機関負荷に応じて補正する補正係数を有し、前記補正係数は、前記比を機関低負荷時より機関高負荷時の方が大きくなるように補正することを特徴とする。
【００１１】
【発明の実施の形態】
図１は、本発明による点火時期制御装置が取り付けられる内燃機関を示す概略図である。同図において、１は機関本体であり、２は各気筒共通のサージタンクである。３はサージタンク２と各気筒とを連通する吸気枝管であり、４はサージタンク２の上流側の吸気通路である。各吸気枝管３には燃料噴射弁５が配置され、吸気通路４におけるサージタンク２の直上流側にはスロットル弁６が配置されている。スロットル弁６は、アクセルペダルに連動するものではなく、ステップモータ等の駆動装置によって自由に開度設定可能なものである。しかしながら、これは本発明を限定するものではなく、スロットル弁６はアクセルペダルと機械的に連動するものでも良い。７は吸気通路４のスロットル弁６より上流側の吸気流量を検出するエアフローメータである。機関本体１において、８は吸気弁、９は排気弁、１０はピストン、１１は点火プラグである。
【００１２】
１２は機関排気系であり、１３は機関排気系における各気筒の排気集合部下流側と各気筒の吸気枝管３とを連通する排気再循環通路である。排気再循環通路１３を介して排気ガスを気筒内へ供給することにより、燃焼温度を低下させてＮＯ_X発生量の抑制が可能となる。再循環排気ガス量を増加するほどＮＯ_X発生量を抑制することができるが、その一方で機関出力が大幅に低下することとなり、排気再循環通路１３には制御弁１４が配置され、制御弁１４により再循環排気ガス量が制御される。制御弁１４の目標開度は、機関回転数及び機関負荷等により定まる機関運転状態毎に設定されている。ここで、スロットル弁６及び制御弁１４の下流側の機関吸気系（サージタンク２、排気再循環通路１３の一部、及び吸気枝管３）を吸気管と称し、吸気管の容積を吸気管容積と称する。
【００１３】
内燃機関１における燃焼空燃比を、例えば、理論空燃比等の所望空燃比にするためには、機関過渡時を含めて気筒内へ流入した吸入空気量を正確に推定することが必要とされる。エアフローメータ７は、機関定常時においては、比較的正確に吸入空気量を測定することができる。しかしながら、機関過渡時においては、急激に変化する吸入空気量に対してエアフローメータ７の出力が直ぐに応答せず、正確な吸入空気量の測定は不可能である。
【００１４】
機関過渡時においても、正確な吸入空気量を把握することを可能とするために、機関吸気系をモデル化して吸入空気量を推定するようになっている。
【００１５】
先ず、スロットル弁６をモデル化することにより、吸気がスロットル弁６を通過する際のエネルギ保存則、運動量保存則、及び、状態方程式を使用して、今回のスロットル弁通過空気量ｍｔ_(i)（ｇ／ｓｅｃ）が、次式（１）によって表される。以下の式を含めて、スロットル弁通過空気量等の変数の添え字（ｉ）は今回を示し、（ｉ−１）は前回を示している。
【数１】

【００１６】
ここで、μ１_(i)は流量係数であり、Ａｔ_(i)はスロットル弁６の開口面積（ｍ³）である。もちろん、機関吸気系にアイドルスピードコントロールバルブ（ＩＳＣ弁）が設けられている時には、Ａｔ_(i)には、ＩＳＣ弁の開口面積が加えられる。流量係数及びスロットル弁の開口面積は、それぞれがスロットル弁開度ＴＡ_(i)（度）の関数となっており、図２及び３には、それぞれのスロットル弁開度ＴＡに対するマップが図示されている。Ｒは気体定数であり、Ｔａはスロットル弁上流側の吸気温度（Ｋ）であり、Ｐａはスロットル弁上流側の吸気通路圧力（ｋＰａ）であり、Ｐｍ_(i)はスロットル弁下流側の吸気管圧力（ｋＰａ）である。また、関数Φ（Ｐｍ_(i)／Ｐａ）は、比熱比κを使用して次式（２）によって表されるものであり、図４にはＰｍ／Ｐａに対するマップが図示されている。
【数２】

【００１７】
図１に示す内燃機関において、吸気管には、スロットル弁６を通過する空気だけでなく、排気再循環通路１３の制御弁１４を介して、機関排気系１２から排気ガスも流入する。それにより、次いで、制御弁１４をモデル化する。排気ガスが制御弁１４を通過する際のエネルギ保存則、運動量保存則、及び、状態方程式を使用して、今回の制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒ_(i)（ｇ／ｓｅｃ）が、スロットル弁通過空気量と同様に、次式（３）によって表される。
【数３】

【００１８】
ここで、μ２_(i)は流量係数であり、Ａｅ_(i)は制御弁１４の開口面積（ｍ³）である。流量係数及び制御弁の開口面積は、それぞれが制御弁開度ＥＡ_(i)（度）の関数となっており、図２及び３と同様に、それぞれの制御弁開度ＥＡに対してマップ化されている。Ｒは気体定数であり、Ｔｅは制御弁上流側の排気ガス温度（Ｋ）であり、Ｐｅは制御弁上流側の排気圧力（ｋＰａ）であり、Ｐｍ_(i)は制御弁下流側の吸気管圧力（ｋＰａ）である。また、関数Φ（Ｐｍ_(i)／Ｐｅ）は、式（２）において吸気通路圧力Ｐａを排気圧力Ｐｅに置き換えたものである。
【００１９】
式（３）の右辺において、関数Φ（Ｐｍ_(i)／Ｐｅ）以外の部分を、制御弁開度ＥＡの関数Ｂとして置き換えると、次式（４）を得ることができる。すなわち、制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒは、任意の制御弁開度において、関数Φ（Ｐｍ_(i)／Ｐｅ）によってのみ変化するものとすることができる。吸入空気量が少ない領域では、排気圧力Ｐｅは大気圧Ｐａにほぼ等しく、また、吸入空気量が多い領域では、吸入空気量の増加に応じて排気圧力Ｐｅが上昇する。ここで、吸入空気量と吸気管圧力Ｐｍとは比例関係にあるために、制御弁開度が定まれば、制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒは、機関回転数毎に、図５に示すような吸気管圧力Ｐｍの連続する二つの一次式によって近似することができる。
【数４】

【００２０】
次いで、吸気弁をモデル化する。吸気管から気筒内へ供給される吸入ガス量ｍｃ（ｇ／ｓｅｃ）は、吸気管圧力Ｐｍの一次式により近似することができる。図６は、バルブオーバーラップが所定量の場合を示している。バルブオーバーラップ量が０又は小さく、気筒内の排気ガスが吸気管へ逆流しない場合において、制御弁が全閉されて吸気管が新気によって満たされている時には、吸入ガス量は吸入空気量ＫＬとなり、吸気管圧力Ｐｍに対する吸入空気量ＫＬは、単なる一次式によって近似可能である。しかしながら、気筒内の排気ガスが吸気管へ逆流するほどバルブオーバーラップ量が大きい場合には、逆流排気ガスにより吸入空気量が減少して吸入空気量ＫＬも低下する。逆流排気ガス量はバルブオーバーラップ量が大きくなるほど多くなる。また、バルブオーバーラップ時の吸気弁のリフト量が大きいほど多くなる。吸気管圧力Ｐｍが所定値ｂを超えて高くなれば、排気ガスは徐々に逆流し難くなるために、この時には、吸入空気量の減少分が徐々に少なくなる。これを考慮して、バルブオーバーラップ量が所定値の時の吸気管圧力Ｐｍと吸入空気量ＫＬとは、図６の実線Ｌ１のように設定することができる。
【００２１】
また、実線Ｌ２は、制御弁開度がＥＡ１であり、制御弁１４を介して排気ガスが吸気管へ流入している時である。制御弁１４を通過する排気ガス量は、機関定常時において、吸気管から気筒内への吸入排気ガス量と等しい。すなわち、機関定常時には、制御弁開度に応じて、吸入排気ガス量が図５に示すと同様に吸気管圧力により一次的に変化する。こうして、吸入排気ガス量に伴う吸入空気量減少分を考えれば、制御弁開度ＥＡ１の時の吸気管圧力Ｐｍに対する吸入空気量ＫＬを実線Ｌ１２のように予め設定することができる。
【００２２】
図６の実線Ｌ３は、制御弁開度がＥＡ１より大きなＥＡ２の時の吸気管圧力Ｐｍに対する吸入空気量ＫＬを示し、気筒内への吸入排気ガス量が全体的に増加することを考慮して、前述同様に設定されている。図６においては省略されているが、吸気管圧力Ｐｍと吸入空気量ＫＬとの関係式は、制御弁１４の開度毎に設定されている。実際的には、次式（５）の形で本吸入空気量推定装置に記憶されている。
ＫＬ＝ｅ（Ｐｍ−ｇ）＋ｒ・・・（５）
吸入空気量ＫＬは、同じ吸気管圧力に対して機関回転数に応じて変化するために、式（５）において、第１係数ｅ、第２係数ｇ、及び、第３係数ｒは、機関回転数及び制御弁開度の二次元マップで設定されれば良い。さらに、本実施形態のように、吸気管圧力Ｐｍと吸入空気量ＫＬとが図６に示すように折れ線で設定される場合には、第１係数ｅは、吸気管圧力Ｐｍが第２係数ｇと等しくなる時を境に異なる値として設定される。
【００２３】
制御弁が開度０度の時の吸気管圧力Ｐｍと吸入空気量ＫＬとの関係式は、次式（６）の形で本吸入空気量推定装置に記憶されている。
ＫＬ＝ａ（Ｐｍ−ｂ）＋ｃ・・・（６）
ここで、第４係数ａ、第５係数ｂ、及び、第６係数ｃは、機関回転数の一次元マップで設定されれば良い。また、第４係数ａ、第５係数ｂ、及び、第６係数ｃは、本実施形態のように、バルブオーバーラップを考慮して吸気管圧力Ｐｍと吸入空気量ＫＬとが図６の実線Ｌ１に示すように設定される場合には、第４係数ａは、吸気管圧力Ｐｍが第５係数ｂと等しくなる時を境に異なる値として設定される。バルブオーバーラップ量が可変とされる場合には、前述の式（５）及び（６）において、第１係数ｅ、第２係数ｇ、及び、第３係数ｒは、機関回転数及び制御弁開度だけでなく、バルブオーバーラップ量も含めた三次元マップで設定され、第４係数ａ、第５係数ｂ、及び、第６係数ｃは、機関回転数だけでなく、バルブオーバーラップ量も含めた二次元マップで設定されることが好ましい。但し、第２係数ｇ及び第５係数ｂは、簡単のために、それぞれ機関回転数の一次元マップとしても良く、また、第２係数及び第５係数ｂを同じ値として機関回転数の一次元マップに設定しても良い。
【００２４】
次いで、吸気管をモデル化する。吸気管内に存在する吸気及び排気ガスの質量保存則、エネルギ保存則、及び、状態方程式を使用して、吸気管圧力Ｐｍと吸気管内のガス温度Ｔｍとの比における時間変化率は次式（７）によって表され、また、吸気管圧力Ｐｍの時間変化率は次式（８）によって表される。ここで、Ｖは吸気管の容積（ｍ³）であり、サージタンク２と吸気枝管３との合計容積とすることができ、また、ｍｃは、気筒内へ吸入される吸入ガス量（ｇ／ｓｅｃ）である。
【数５】

【００２５】
式（７）及び式（８）は離散化され、それぞれ、次式（９）及び（１０）が得られ、式（１０）によって今回の吸気管圧力Ｐｍ_(i)が得られれば、式（９）によって今回の吸気管内の吸気温度Ｔｍ_(i)を得ることができる。式（９）及び（１０）において、離散時間Δｔは、現在の吸入ガス量ｍｃ_(i)を算出するためのフローチャート（図７）の実行間隔とされ、例えば８ｍｓである。
【数６】

【００２６】
次に、図７に示すフローチャートを説明する。本フローチャートは、機関始動完了と同時に実行される。先ず、ステップ１０１において、式（１０）を使用して吸気管圧力Ｐｍ_(i)が算出される。式（１０）は、前回の吸気管圧力Ｐｍ_(i-1)と、前回のスロットル弁通過空気量ｍｔ_(i-1)と、前回の制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒ_(i-1)と、前回の吸入ガス量ｍｃ_(i-1)と、前回の吸気管内の吸気温度Ｔｍ_(i-1)と、前回の排気ガス温度Ｔｅ_(i-1)とに基づき、今回の吸気管圧力Ｐｍ_(i)を算出するようになっている。これらの初期値として、Ｐｍ_(i-1)には大気圧Ｐａが、Ｔｍ_(i-1)にはスロットル弁上流側の吸気温度Ｔａが、また、Ｔｅ_(i-1)には排気ガス温度がそれぞれ実測又は推定されて使用される。これらの値を使用して、ｍｔ_(i-1)、ｍｅｇｒ_(i-1)、及び、ｍｃ_(i-1)は、以下のステップ１０３、１０５、及び、１０６と同様に算出された値が使用される。次回以降の排気ガス温度Ｔｅに関して、排気温度センサが設けられていない場合には、前回の吸入空気量ｍａｉｒ又は前回の燃料噴射量等に基づき推定可能である。
【００２７】
次いで、ステップ１０２において、ステップ１０１において算出された今回の吸気管圧力Ｐｍ_(i)に基づき式（９）を使用して今回の吸気管内の吸気温度Ｔｍ_(i)が算出される。次いで、ステップ１０３において、式（１）を使用して今回のスロットル弁通過空気量ｍｔ_(i)が算出される。式（１）を使用するスロットル弁通過空気量ｍｔ_(i)の算出において、現在のスロットル弁開度ＴＡは、スロットル弁が駆動装置によって駆動される場合には、駆動装置（ステップモータ）の応答遅れが考慮される。
【００２８】
次いで、ステップ１０４において、機関過渡終了後の機関運転状態に対する目標設定開度が実現された場合の制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒｒｑ_(i)が、式（６）と式（５）との差として次式（１１）により算出される。
ｍｅｇｒｒｑ_(i)＝
ａ（Ｐｍｔａ_(i)−ｂ）＋ｃ−（ｅ（Ｐｍｔａ_(i)−ｇ）＋ｒ）・・・（１１）
ここで、第１係数ｅ、第２係数ｇ、及び、第３係数ｒは、機関過渡終了後の定常運転時の機関回転数、及び、制御弁の目標設定開度に基づき設定された値が使用され、第４係数ａ，第５係数ｂ、及び第６係数ｃは、定常運転時の機関回転数に基づき設定された値が使用され、また、吸気管圧力Ｐｍｔａも、機関過渡終了後のスロットル弁開度、機関回転数、及び制御弁開度等に基づく、機関定常時の吸気管圧力である。ここで、第１係数ｅ、第２係数ｇ、第３係数ｒ、第４係数ａ，第５係数ｂ、及び第６係数ｃは、標準大気状態に対して設定されており、機関定常時の吸気管内の状態に合わせて補正される。この制御弁の目標設定開度に対する制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒｒｑ_(i)は、機関定常時の吸入排気ガス量となる。
【００２９】
次いで、ステップ１０５において、今回の吸気管圧力Ｐｍ_(i)に基づき、今回の制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒ_(i)が、式（６）と式（５）との差として次式（１２）により算出される。
ｍｅｇｒ_(i)＝ａ（Ｐｍ_(i)−ｂ）＋ｃ−（ｅ（Ｐｍ_(i)−ｇ）＋ｒ）・・・（１２）
ここで、第１係数ｅ、第２係数ｇ、及び、第３係数ｒは、前述したように、現在の機関回転数、及び、現在の制御弁開度に基づき設定された値が使用され、第４係数ａ，第５係数ｂ、及び第６係数ｃは、現在の機関回転数に基づき設定された値が使用される。ここで、第１係数ｅ、第２係数ｇ、第３係数ｒ、第４係数ａ，第５係数ｂ、及び第６係数ｃは、標準大気状態に対して設定されており、ステップ１０２において算出された吸気管内の温度Ｔｍ及び大気温度Ｔａ等に基づき現在の吸気管内の状態に合わせて補正される。制御弁１４のアクチュエータへは、機関運転状態の変化によって、目標設定開度を新たな目標設定開度へ変更するための作動信号が発せられる。この瞬間に制御弁１４の開度が新たな目標設定開度へ変更されるのではなく、実際には、アクチュエータの応答遅れ及び制御弁の応答遅れによって作動信号が発せられてから短時間ではあるが徐々に新たな目標設定開度へ変更されることとなる。現在の制御弁の開度は、これら応答遅れを考慮して推定することができる。現在の制御弁の開度に対して第１係数ｅ、第２係数ｇ、及び第３係数ｒを細かくマップ化しておいても良いが、データ記憶量を減少するために、これらが機関運転状態毎の制御弁の目標設定開度毎にしか設定されていない場合には、二つの目標設定開度に対して設定された値を現在の制御弁開度に対して補完して使用することとなる。
【００３０】
次いで、ステップ１０６において、今回の吸気管圧力Ｐｍ_(i)に基づき今回の吸入ガス量の相当値ｍｃ_(i)が算出される。この吸入ガス量ｍｃ_(i)は、制御弁が全閉されて吸気管内が新気により満たされている場合の吸入空気量ＫＬに一致する値であり、式（６）を使用して算出される。
【００３１】
吸入ガス量ｍｃ_(i)は、吸入排気ガス量と吸入空気量との合計であり、今回の吸入排気ガス量ｍｅｇｒｓｍ_(i)が解かれば、今回の吸入空気量ｍａｉｒ_(i)を算出することができる（ｍａｉｒ_(i)＝ｍｃ_(i)−ｍｅｇｒｓｍ_(i)）。ところで、ステップ１０５において算出した今回の制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒ_(i)は、拡散しながら気筒内へ吸入されるために、一次遅れが発生する。また、制御弁から気筒内への輸送遅れによる無駄時間も発生する。こうして、今回の制御弁通過排気ガス量は、遅れて気筒内へ吸入されることとなる。
【００３２】
一次遅れの時定数をτとし、無駄時間をＴｄとすると、現在時刻の制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒ_(i)を時定数τによりなました吸入排気ガス量は、今から無駄時間Ｔｄ後の吸入排気ガス量ｍｅｇｒｓｍ_(i+Td/ _Δ _t)となる。
ｍｅｇｒｓｍ_(i+Td/ _Δ _t)＝
Δｔ／τ（ｍｅｇｒ_(i)−ｍｅｇｒｓｍ_(i+Td/ _Δ _t-1)）・・・（１３）
【００３３】
こうして、式（１３）を使用して吸入排気ガス量ｍｅｇｒｓｍを算出して記憶しておけば、ステップ１０７において、現在の吸入排気ガス量ｍｅｇｒｓｍ_(i)を呼び出すことができる。
【００３４】
次いで、ステップ１０８では、今回の吸入ガス量ｍｃ_(i)から今回の吸入排気ガス量ｍｅｇｒｓｍ_(i)を減算することにより、今回の吸入空気量ｍａｉｒ_(i)を算出する。
【００３５】
次いで、ステップ１０９においては、今回の吸気管圧力Ｐｍ_(i)が前回の吸気管圧力Ｐｍ_(i-1)とされ、ステップ１１０では、今回の吸気管内のガス温度Ｔｍ_(i)が前回の吸気管内のガス温度Ｔｍ_(i-1)とされる。さらに、ステップ１１１では、今回のスロットル弁通過空気量ｍｔ_(i)が前回のスロットル弁通過空気量ｍｔ_(i-1)とされ、ステップ１１２では、今回の制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒ_(i)が前回の制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒ_(i-1)とされ、ステップ１１３では、今回の吸入ガス量ｍｃ_(i)が前回の吸入ガス量ｍｃ_(i-1)とされる。
【００３６】
こうして、吸入空気量ｍａｉｒは、制御弁の開度を考慮して、機関始動完了と同時に逐次算出される吸気管圧力Ｐｍに基づき、逐次推定されることとなる。
【００３７】
ところで、機関定常時においては、この機関定常時の吸気管圧力Ｐｍｔａを使用して、スロットル弁通過空気量ｍｔ_(i)は、次式（１４）により算出可能である。
【数７】

【００３８】
本フローチャートのステップ１０３において、式（１）に代えて、式（１４）を使用してスロットル弁通過空気量ｍｔ_(i)を算出しても良い。ここで、機関定常時の吸気管圧力Ｐｍｔａは、今回の過渡終了時におけるスロットル弁開度、機関回転数、制御弁開度、及び、バルブオーバーラップ量に基づいて予めマップ化しておくことができる。
【００３９】
こうして、機関回転数に応じて式（６）を使用して吸入ガス量が算出され、機関回転数と制御弁開度とに応じて式（５）を使用して吸入空気量が算出される。こうして算出された吸入ガス量と吸入空気量との差は制御弁通過排気ガス量となり、この制御弁通過排気ガス量に基づき吸入排気ガス量が算出される。次いで、吸入ガス量から吸入排気ガス量を減算することによって吸入空気量を算出することができるのである。
【００４０】
式（６）及び式（５）は、特定排気量の内燃機関に合わせた吸入ガス量及び吸入空気量を表すものとしたが、任意の排気量の内燃機関に適合させるために、式（６）は、吸入ガス量相当値として、制御弁閉弁時の負荷率（吸入空気量／（一気筒分容積＊標準状態空気密度））又は吸気充填効率を表すものとし、また、式（５）は吸入空気量相当値として負荷率又は吸気充填効率を表すものとしても良い。
【００４１】
ところで、前述したように、制御弁の目標設定開度ＥＡは、図８に示すように、機関負荷Ｌと機関回転数Ｎとにより定まる機関運転状態毎に設定されており、また、基準点火時期Ａも図９に示すように機関運転状態毎に設定されている。基準点火時期Ａは、制御弁開度０、すなわち、制御弁１４が全閉されて排気再循環が停止されている場合における最適な点火時期である。それにより、制御弁が開弁されて排気再循環が実施されている時には、良好な燃焼を実現するために基準点火時期Ａを進角しなければならず、そのための点火時期進角量ΔＡも図１０に示すように機関運転状態毎に設定されている。
【００４２】
図９において、基準点火時期Ａは、機関回転数が低いほど遅角側とされ、また、機関負荷が高いほど遅角側とされている。また、図１０において、点火時期進角量ΔＡは、吸入ガス量に対する吸入排気ガス量の割合が小さいほど小さくされている。
【００４３】
各機関運転状態の点火時期進角量ΔＡは、各機関運転状態において制御弁１４が設定開度で開弁されて、この設定開度に見合った定常量の排気ガスが気筒内へ再循環された時に適して基準点火時期を進角するように設定されている。それにより、機関運転状態の変化に伴って制御弁開度が変化している途中又は変化直後において、変化後の機関運転状態に対して設定された基準点火時期Ａ及び点火時期進角量ΔＡを使用して点火時期を決定しても、この時には、意図する定常量の排気ガスが気筒内へ再循環されておらず、良好な燃焼を実現することができない。
【００４４】
本実施形態では、前述のフローチャートのステップ１０７において読み込まれた現在の吸入排気ガス量ｍｅｇｒｓｍ_(i)と、ステップ１０４において算出した定常時の吸入排気ガス量ｍｅｇｒｒｑ_(i)との比ｒによって次式（１５）のように補正し、補正された点火時期進角量ΔＡ’により基準点火時期Ａを進角するようにしている。

【００４５】
機関運転状態の変化によって制御弁の設定開度が大きくなる場合には、前述の比ｒ_(i)は１より小さな値から１へ向かって収束することとなる。しかしながら、制御弁の設定開度が小さくなる場合には、前述の比ｒ_(i)は１より大きな値から１へ向かって収束するようになり、この場合には、変化後、すなわち、現在の機関運転状態に対応する点火時期進角量ΔＡは、比ｒによって大きく補正されることとなる。
【００４６】
点火時期進角量ΔＡは、前述したように、現在の機関運転状態における制御弁の目標設定開度に基づく定常時の吸入排気ガス量に基づき定められたものであり、この点火時期進角量ΔＡを、現在の実際の制御弁開度と現在の吸気管圧力とに基づき正確に現在の吸入排気ガス量を算出して補正するために、現在の吸入排気ガス量に適した点火時期進角量ΔＡ’が算出され、良好な燃焼を実現することができる。
【００４７】
前述の比ｒ_(i)の分子は、気筒内への流入遅れを考慮した現在の吸入排気ガス量ｍｅｇｒｓｍ_(i)としたが、現在の制御弁開度に基づく制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒ_(i)としても、従来に比較して良好な点火時期進角量ΔＡ’を算出することができる。
【００４８】
前述したように、現在の制御弁開度と現在の吸気管圧力とに基づき算出される現在の吸入排気ガス量に応じて点火時期進角量ΔＡが補正されるようになっているために、制御弁開度が目標設定開度へ変化するまでに、何らかの要因に伴うガード処理（例えば、機関冷間時に再循環排気ガス量を減少させるためのガード処置）によって制御弁動作が停止させられて制御弁の目標設定開度が実現されないような場合にも良好な点火時期進角量ΔＡの補正を実施することができる。
【００４９】
ところで、機関高負荷時は、それだけでもノッキングが発生し易いことに加えて、再循環排気ガスによって気筒内の温度が高まると、さらにノッキングが発生し易くなる。それにより、機関低負荷時と同様に点火時期進角量ΔＡを補正したのでは、現在の吸入排気ガス量に対して進角が不十分となってノッキングが発生することがある。
【００５０】
それにより、前述の比ｒを補正するための補正係数ｑを設けて、次式（１６）のように点火時期進角量ΔＡを補正するようにし、機関負荷が高まるほど比ｒを大きくするようにしても良い。
ΔＡ’＝ΔＡ・ｒ_(i)・ｑ_(i) ・・・（１６）
【００５１】
具体的には、ｑ_(i)は比ｒ_(i)と機関負荷Ｌとに基づき図１１のように設定される。こうして、制御弁のアクチュエータへ作動信号が与えられてから制御弁が目標設定開度となった後に吸入排気ガス量が定常量となるまでの間において、制御弁の設定開度が増加する場合には、機関負荷が高いほど早く設定点火時期進角量ΔＡに近い進角量を使用しての点火時期の進角が実施され、また、制御弁の設定開度が減少する場合（この場合には、機関運転状態の変化前後で設定点火時期進角量ΔＡは小さくなる）には、機関負荷が高いほど遅く設定点火時期進角量ΔＡに近い進角量を使用しての点火時期の進角が実施される。こうして、いずれの場合にも、機関負荷が高いほど、当初の点火時期は基準点火時期から大きく進角されることとなり、言い換えれば、当初から基準点火時期近傍での点火は実施され難くなり、良好な点火時期を実現することができる。
【００５２】
図１１において、補正係数ｑは、機関低負荷時には比ｒに係らずに１が設定され、比ｒが小さい時には機関負荷が高まるほど大きな値が設定されている。また、１より大きな各機関負荷での補正係数は、比ｒが大きくなるにつれて徐々に１へ近づけられ、比ｒが１となる時には、機関負荷に係らずに１とされている。補正係数ｑの最大値は、比ｒが小さくて機関高負荷時の場合であり、例えば２が設定されているが、この最大値は、１より大きな任意の値として良い。しかしながら、最大値を大きくし過ぎると、特に機関運転状態の変化前後で制御弁の目標設定開度が減少する場合に、この補正係数最大値が使用されると、機関運転状態の変化直後、すなわち、吸入排気ガス量が僅かしか減少しておらず、変化後の機関運転状態に対する定常時の吸入排気ガス量より多い時に、変化前の機関運転状態に対する設定点火時期進角量より変化後の機関運転状態に対する設定点火時期進角量を補正した値ΔＡ’が大きくなり、吸入排気ガス量が僅かであっても減少しているのに、点火時期が進角されてしまうことがあり、これは好ましくない。このような場合に備えて、補正された点火時期進角量ΔＡ’にガード処理を実施するようにしても良い。
【００５３】
ところで、燃焼空燃比を正確に制御するためには、燃料噴射を開始する以前に気筒内への正確な吸入空気量を推定して、燃料噴射量を決定しなければならない。しかしながら、正確な吸入空気量を推定するためには、厳密には、吸気弁閉弁時における吸入空気流量を算出しなければならない。すなわち、燃料噴射量を決定する時において、現在の吸入空気量ｍａｉｒ_(i)ではなく、吸気弁閉弁時における吸入空気量ｍａｉｒ_(i+n)を算出しなければならない。これは、図１に示すような吸気枝管３に燃料を噴射する内燃機関だけでなく、吸気行程において筒内へ直接燃料を噴射する内燃機関においても同様である。
【００５４】
そのためには、現在において、現在のスロットル弁開度ＴＡ_(i)だけでなく、吸気弁閉弁時までの時間Δｔ毎のスロットル弁開度ＴＡ_(i+1)，ＴＡ_(i+2)，・・・ＴＡ_(i+n)に基づき、式（１）においてμ１・Ａｔを変化させ、又は、式（１５）においてＰｍＴＡを変化させ、各時間のスロットル弁通過空気量ｍｔを算出することが必要となる。
【００５５】
各時間のスロットル弁開度ＴＡは、現在の時間に対するアクセルペダルの踏み込み変化量に基づき、この踏み込み変化量が吸気弁閉弁時まで持続するとして、各時間のアクセルペダルの踏み込み量を推定し、それぞれの推定踏み込み量に対して、スロットル弁アクチュエータの応答遅れを考慮して決定することが考えられる。この方法は、スロットル弁がアクセルペダルと機械的に連結されている場合にも適用することができる。
【００５６】
しかしながら、こうして推定される吸気弁閉弁時におけるスロットル弁開度ＴＡ_(i+n)は、あくまでも予測であり、実際と一致している保証はない。吸気弁閉弁時におけるスロットル弁開度ＴＡ_(i+n)を実際と一致させるために、スロットル弁を遅れ制御するようにしても良い。アクセルペダルの踏み込み量が変化した時に、アクチュエータの応答遅れによって、スロットル弁開度は遅れて変化するが、この遅れ制御は、このスロットル弁の応答遅れを意図的に増大させるものである。
【００５７】
例えば、機関過渡時において、燃料噴射量を決定する時における現在のアクセルペダルの踏み込み量に対応するスロットル弁開度が、吸気弁閉弁時に実現されるように、実際の応答遅れ（無駄時間）を考慮してスロットル弁のアクチュエータを制御すれば、現在から吸気弁閉弁時までの時間毎のスロットル弁開度ＴＡ_(i)，ＴＡ_(i+1)，・・・ＴＡ_(i+n)を正確に把握することができる。さらに具体的に言えば、アクセルペダルの踏み込み量が変化する時には、直ぐにアクチュエータへ作動信号を発するのではなく、燃料噴射量を決定する時から吸気弁閉弁時までの時間から無駄時間を差し引いた時間だけ経過した時にアクチュエータへの作動信号を発するようにするのである。もちろん、現在のアクセルペダルの踏み込み量に対応するスロットル弁開度を、吸気弁閉弁時以降に実現するようにスロットル弁の遅れ制御を実施しても良い。
【００５８】
ところで、吸気通路４には、エアフローメータ７が配置されている。図１２はエアフローメータ７の断面モデルを示している。エアフローメータ７は、熱線７ａの周囲を吸気が通過する際に熱線７ａから奪われる熱量がこの吸気量、すなわち、スロットル弁通過空気量に応じて変化するのを利用してスロットル弁通過空気量を検出するものである。こうして、エアフローメータ７の出力に基づきマップ等からスロットル弁通過空気量ＧＡ_(i)（このマップ値には、算出されるスロットル弁通過空気量ｍｔ_(i)と区別するために異なる記号を付する）を得ることができる。
【００５９】
しかしながら、一般的なエアフローメータにおいて、熱線７ａの回りにはガラス層７ｂが設けられていて、このガラス層７ｂの熱容量は比較的大きい。それにより、実際のスロットル弁通過空気量の変化に対してエアフローメータ７の出力は直ぐには変化せずに応答遅れが発生する。この応答遅れを見越してエアフローメータの出力から実際のスロットル弁通過空気量ｍｔ_(i)を算出することを考える。
【００６０】
現在の熱線７ａの温度をＴｈとすると、熱線７ａからガラス層７ｂへ伝達される熱量と、ガラス層７ｂから吸気へ伝達される熱量とは等しいために、ガラス層Ｂの温度変化量ｄＴｇ／ｄｔは次式（１７）のように表すことができる。
【数８】

【００６１】
ここで、Ｃ、Ｄ、Ｅ、及びＦは、熱線７ａの断面積、長さ、及びその抵抗率や、ガラス層７ｂと熱線７ａとの間の熱伝達率、ガラス層７ｂと吸気との間の熱伝達率等に応じて決定される定数である。式（１７）において、定常運転時には、ガラス層７ｂと、熱線７ａ及び吸気との間の熱の授受が無くなるために、ガラス層７ｂの温度変化量ｄＴｇ／ｄｔ、すなわち、式（１７）の右辺は０になり、また、この時、スロットル弁通過空気量のマップ値ＧＡと算出値ｍｔとは等しくなる。この条件により、ＧＡを熱線７ａの温度Ｔｈ、ガラス層７ｂの温度Ｔｇ、及び、吸気温度Ｔａにより表して、式（１７）においてガラス層７ｂの温度Ｔｇを消去することにより、次式（１８）を得ることができる。
【数９】

【００６２】
式（１８）において、α及びβは、前述の定数Ｃ、Ｄ、Ｅ、及びＦによって定まる定数であり、こうして、スロットル弁通過空気ｍｔ_(i)は、エアフローメータの応答遅れを考慮して、現在のエアフローメータ７の出力に基づくスロットル弁通過空気量のマップ値ＧＡ_(i)と、前回のエアフローメータ７の出力に基づくスロットル弁通過空気量のマップ値ＧＡ_(i-1)とに基づいて算出することができる。
【００６３】
エアフローメータ７の出力は機関定常時において信頼性が高く、それにより、機関定常時においては、式（１８）を使用して算出される現在のスロットル弁通過空気量ｍｔ_(i)は、式（１）又は（１４）により算出されるスロットル弁通過空気量よりも信頼性が高い。こうして、機関定常時には、式（１８）により算出された前回のスロットル弁通過空気量ｍｔ_(i-1)を使用して、式（１０）において今回の吸気管圧力Ｐｍ_(i)を算出すると共に式（９）において今回のスロットル弁下流側の吸気温度Ｔｍ_(i)を算出して、今回の吸入空気量ｍａｉｒ_(i)を算出することが好ましい。
【００６４】
それにより、図７に示すフローチャートを使用して、現在の吸入空気量ｍａｉｒ_(i)及び吸気弁閉弁時の吸入空気量ｍａｉｒ_(i+n)を算出すると共に、前述のように式（１８）に基づき現在の吸入空気量ｍａｉｒｆ_(i)を逐次算出し、吸気弁閉弁時の吸入空気量を、ｍａｉｒ_(i+n)−ｍａｉｒ_(i)＋ｍａｉｒｆ_(i)により算出するようにしても良い。このような算出方法により、機関定常時には、同じモデル式に基づき同じスロットル弁開度として算出されるｍａｉｒ_(i+n)とｍａｉｒ_(i)とが確実に相殺され、エアフローメータの出力に基づき算出される正確な現在の吸入空気量が、吸気弁閉弁時の吸入空気量として得られる。
【００６５】
また、機関過渡時には、ｍａｉｒ_(i)とｍａｉｒｆ_(i)とがほぼ相殺されるために、ｍａｉｒ_(i+n)として算出された吸気弁閉弁時の吸入空気量を得ることができる。以上は、エアフローメータを有する実施形態の場合であるが、吸気管内に圧力センサを配置して、吸入空気量の算出に使用する吸気管圧力Ｐｍを、計算値でなく、圧力センサに出力値としても良い。本実施形態において、機関運転状態毎に点火時期進角量ΔＡを設定したが、もちろん、機関運転状態毎に排気再循環実施時の点火時期を設定し、この点火時期と排気再循環停止時の基準点火時期Ａとの差を点火時期進角量ΔＡとして算出するようにしても良い。
【００６６】
【発明の効果】
本発明による内燃機関の点火時期制御装置は、機関運転状態毎に、制御弁を全閉とした時の基準点火時期と、制御弁の目標設定開度と、制御弁が目標設定開度とされた時の定常時の吸入排気ガス量に適した点火時期進角量とが設定され、機関運転状態が変化する機関過渡時に、点火時期進角量は、制御弁の現在の開度と現在の吸気管圧力とに基づき算出される気筒内への現在の吸入排気ガス量と、定常時の吸入排気ガス量との比によって補正され、補正された点火時期進角量だけ基準点火時期を進角して点火を実施するようになっている。それにより、現在の吸入排気ガス量は、制御弁の開閉指令直後における機関過渡時においても、制御弁の開度だけでなく吸気管圧力を考慮して正確に算出されており、吸入排気ガス量、すなわち、再循環排気ガス量に応じた良好な点火時期制御が実現され、十分に燃焼の悪化を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による点火時期制御装置が取り付けられる内燃機関の概略図である。
【図２】スロットル弁開度ＴＡと流量係数μ１との関係を示すマップである。
【図３】スロットル弁開度ＴＡとスロットル弁の開口面積Ａｔとの関係を示すマップである。
【図４】吸気管圧力Ｐｍと大気圧Ｐａとの比と、関数Φとの関係を示すマップである。
【図５】吸気管圧力Ｐｍと制御弁通過排気ガス量ｍｅｇｒとの関係を示すグラフである。
【図６】制御弁開度毎の吸気管圧力Ｐｍと吸入空気量ＫＬとの関係式を示している。
【図７】吸入空気量を算出するためのフローチャートである。
【図８】制御弁の設定開度のマップである。
【図９】基準点火時期のマップである。
【図１０】点火時期進角量のマップである。
【図１１】補正係数のマップである。
【図１２】エアフローメータの断面モデルを示す図である。
【符号の説明】
１…機関本体
２…サージタンク
３…吸気枝管
４…吸気通路
６…スロットル弁
７…エアフローメータ
８…吸気弁
１３…排気再循環通路
１４…制御弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an ignition timing control device for an internal combustion engine having an exhaust gas recirculation device.
[0002]
[Prior art]
When the exhaust gas is recirculated from the engine exhaust system into the cylinder by the exhaust gas recirculation device, the combustion temperature is lowered and NO is reduced._XCan be reduced. However, on the other hand, since the exhaust gas in the cylinder inhibits the combustion of the fuel and the combustion becomes slow, it is necessary to advance the ignition timing.
[0003]
Thus, in general, the reference ignition timing when exhaust gas recirculation is stopped is determined for each engine operating state, and the ignition timing advance amount when the control valve is set to the target opening and exhaust gas recirculation is performed Is determined for each engine operating state, and the ignition timing is controlled in accordance with the stop and implementation of exhaust gas recirculation.
[0004]
To switch between execution and stop of exhaust gas recirculation, the control valve arranged in the exhaust gas recirculation passage is opened and closed, but the control valve does not immediately reach the target opening, but the steady amount corresponding to the target opening. The exhaust gas is not immediately supplied into the cylinder. As a result, immediately after the control valve opening command, when the ignition timing is advanced by the ignition timing advance amount that is set with the intention that the steady amount of exhaust gas is recirculated into the cylinder, the cylinder is actually The ignition timing is excessively advanced with respect to the amount of exhaust gas supplied to the inside, and the combustion deteriorates.
[0005]
In order to solve this problem, conventionally, when the control valve is opened, the exhaust gas is supplied into the cylinder due to a first-order lag, and the intake air amount decreases. It has been proposed to gradually advance the ignition timing to the final ignition timing advance amount based on the amount reduction ratio. It has also been proposed to gradually open the control valve depending on the engine operating condition to suppress the occurrence of torque shock. At this time, the rate of reduction of the intake air amount taking into account the primary delay of the recirculated exhaust gas Is calculated, and the ignition timing is gradually advanced based on the calculation (see, for example, Patent Document 1).
[0006]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 7-197876 (paragraph numbers 0026-0050, FIG. 11)
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
In the above-described prior art, the intake air amount decrease rate is calculated on the assumption that the amount of exhaust gas passing through the control valve changes only in accordance with the control valve opening, and this exhaust gas amount is supplied into the cylinder with a primary delay. Is. However, since the amount of exhaust gas passing through the control valve does not depend only on the control valve opening, the calculated intake air amount decrease rate is inaccurate and appropriate ignition timing control is not realized, The deterioration of combustion cannot be prevented sufficiently.
[0008]
Accordingly, an object of the present invention is to provide an ignition timing control according to the amount of recirculated exhaust gas in an ignition timing control device for an internal combustion engine in which an exhaust gas recirculation passage provided with a control valve is connected to an intake pipe downstream of a throttle valve. To prevent the deterioration of combustion sufficiently even immediately after the control valve opening / closing command.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
An ignition timing control device for an internal combustion engine according to claim 1 of the present invention is an ignition timing control device for an internal combustion engine in which an exhaust gas recirculation passage having a control valve is connected to an intake pipe downstream of a throttle valve. In each engine operating state, the reference ignition timing when the control valve is fully closed, the target set opening of the control valve, and the suction at the steady state when the control valve is set to the target set opening In an ignition timing control device for an internal combustion engine that is set with an ignition timing advance amount suitable for the amount of exhaust gas and performs ignition by advancing the reference ignition timing by the ignition timing advance amount for each engine operating state, At the time of engine transition when the engine operating state changes, the ignition timing advance amount is calculated based on the current opening degree of the control valve and the current intake pipe pressure, and the current intake exhaust gas amount into the cylinder, Corrected by the ratio to the amount of exhaust gas in the steady state , The intake pipe pressure of current,Using discrete intake time and exhaust gas mass conservation laws, energy conservation laws, and equations of state present in the intake pipe,Calculated based on the previous intake pipe pressure, the previous throttle valve passage air amount, the previous control valve passage exhaust gas amount, the previous intake gas amount, the previous intake temperature, and the previous exhaust gas temperature, An ignition timing control device for an internal combustion engine, wherein ignition is performed by advancing the reference ignition timing by the corrected ignition timing advance amount.
[0010]
An ignition timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 2 according to the present invention is the ignition timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the ratio for correcting the ignition timing advance amount is determined by the engine. The correction coefficient is corrected in accordance with a load, and the correction coefficient corrects the ratio so that the ratio is higher at a high engine load than at a low engine load.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 is a schematic view showing an internal combustion engine to which an ignition timing control device according to the present invention is attached. In the figure, 1 is an engine body, and 2 is a surge tank common to each cylinder. An intake branch pipe 3 communicates the surge tank 2 with each cylinder, and 4 is an intake passage upstream of the surge tank 2. A fuel injection valve 5 is disposed in each intake branch pipe 3, and a throttle valve 6 is disposed immediately upstream of the surge tank 2 in the intake passage 4. The throttle valve 6 is not linked to the accelerator pedal, but can be freely set by a drive device such as a step motor. However, this does not limit the present invention, and the throttle valve 6 may be mechanically interlocked with the accelerator pedal. Reference numeral 7 denotes an air flow meter that detects an intake air flow rate upstream of the throttle valve 6 in the intake passage 4. In the engine body 1, 8 is an intake valve, 9 is an exhaust valve, 10 is a piston, and 11 is a spark plug.
[0012]
Reference numeral 12 denotes an engine exhaust system. Reference numeral 13 denotes an exhaust gas recirculation passage that communicates the exhaust manifold downstream side of each cylinder and the intake branch pipe 3 of each cylinder in the engine exhaust system. By supplying the exhaust gas into the cylinder through the exhaust gas recirculation passage 13, the combustion temperature is lowered and NO._XThe generation amount can be suppressed. NO increases with increasing amount of recirculated exhaust gas_XAlthough the generation amount can be suppressed, on the other hand, the engine output is greatly reduced, and a control valve 14 is disposed in the exhaust recirculation passage 13, and the recirculation exhaust gas amount is controlled by the control valve 14. . The target opening degree of the control valve 14 is set for each engine operation state determined by the engine speed, the engine load, and the like. Here, the engine intake system (surge tank 2, part of the exhaust gas recirculation passage 13, and the intake branch pipe 3) downstream of the throttle valve 6 and the control valve 14 is referred to as an intake pipe, and the volume of the intake pipe is defined as the intake pipe. Called volume.
[0013]
In order to set the combustion air-fuel ratio in the internal combustion engine 1 to a desired air-fuel ratio such as a stoichiometric air-fuel ratio, for example, it is necessary to accurately estimate the amount of intake air that has flowed into the cylinder including when the engine is in transition. . The air flow meter 7 can measure the intake air amount relatively accurately when the engine is stationary. However, during engine transition, the output of the air flow meter 7 does not immediately respond to the intake air amount that changes abruptly, making it impossible to accurately measure the intake air amount.
[0014]
In order to make it possible to accurately grasp the intake air amount even during engine transition, the intake air amount is estimated by modeling the engine intake system.
[0015]
First, by modeling the throttle valve 6, using the energy conservation law, the momentum conservation law, and the state equation when the intake air passes through the throttle valve 6, the current throttle valve passage air amount mt_(i)(G / sec) is expressed by the following equation (1). Including the following expression, the subscript (i) of the variable such as the throttle valve passing air amount indicates the current time, and (i-1) indicates the previous time.
[Expression 1]

[0016]
Where μ1_(i)Is the flow coefficient, At_(i)Is the opening area of the throttle valve 6 (m^Three). Of course, when an idle speed control valve (ISC valve) is provided in the engine intake system, At_(i)Is added to the opening area of the ISC valve. The flow coefficient and the opening area of the throttle valve are respectively the throttle valve opening TA._(i)2 and 3 show maps for the respective throttle valve openings TA. R is a gas constant, Ta is the intake air temperature (K) upstream of the throttle valve, Pa is the intake passage pressure (kPa) upstream of the throttle valve, and Pm_(i)Is the intake pipe pressure (kPa) downstream of the throttle valve. In addition, the function Φ (Pm_(i)/ Pa) is expressed by the following equation (2) using the specific heat ratio κ, and FIG. 4 shows a map for Pm / Pa.
[Expression 2]

[0017]
In the internal combustion engine shown in FIG. 1, not only air passing through the throttle valve 6 but also exhaust gas from the engine exhaust system 12 flows into the intake pipe via the control valve 14 of the exhaust recirculation passage 13. Thereby, the control valve 14 is then modeled. Using the energy conservation law, the momentum conservation law, and the equation of state when the exhaust gas passes through the control valve 14, the current control valve passage exhaust gas amount megr_(i)(G / sec) is expressed by the following equation (3), similarly to the throttle valve passing air amount.
[Equation 3]

[0018]
Where μ2_(i)Is the flow coefficient, Ae_(i)Is the opening area of the control valve 14 (m^Three). The flow coefficient and the opening area of the control valve are respectively the control valve opening EA._(i)It is a function of (degree), and is mapped to each control valve opening degree EA as in FIGS. R is a gas constant, Te is the exhaust gas temperature (K) upstream of the control valve, Pe is the exhaust pressure (kPa) upstream of the control valve, and Pm_(i)Is the intake pipe pressure (kPa) downstream of the control valve. In addition, the function Φ (Pm_(i)/ Pe) is obtained by replacing the intake passage pressure Pa with the exhaust pressure Pe in the equation (2).
[0019]
On the right side of equation (3), the function Φ (Pm_(i)When the part other than / Pe) is replaced with the function B of the control valve opening EA, the following expression (4) can be obtained. That is, the control valve passage exhaust gas amount megr is a function Φ (Pm) at any control valve opening degree._(i)/ Pe). In the region where the intake air amount is small, the exhaust pressure Pe is substantially equal to the atmospheric pressure Pa, and in the region where the intake air amount is large, the exhaust pressure Pe increases as the intake air amount increases. Here, since the intake air amount and the intake pipe pressure Pm are in a proportional relationship, if the control valve opening degree is determined, the control valve passing exhaust gas amount megr is as shown in FIG. 5 for each engine speed. It can be approximated by two continuous linear expressions of the intake pipe pressure Pm.
[Expression 4]

[0020]
Next, the intake valve is modeled. The intake gas amount mc (g / sec) supplied from the intake pipe into the cylinder can be approximated by a linear expression of the intake pipe pressure Pm. FIG. 6 shows a case where the valve overlap is a predetermined amount. When the valve overlap amount is 0 or small and the exhaust gas in the cylinder does not flow back to the intake pipe, when the control valve is fully closed and the intake pipe is filled with fresh air, the intake gas amount is the intake air amount KL. Thus, the intake air amount KL with respect to the intake pipe pressure Pm can be approximated by a simple linear expression. However, when the valve overlap amount is so large that the exhaust gas in the cylinder flows back to the intake pipe, the intake air amount is decreased by the backflow exhaust gas and the intake air amount KL is also decreased. The amount of backflow exhaust gas increases as the valve overlap amount increases. Moreover, it increases as the lift amount of the intake valve during valve overlap increases. If the intake pipe pressure Pm becomes higher than the predetermined value b, the exhaust gas hardly flows backward gradually. At this time, the amount of decrease in the intake air amount gradually decreases. Considering this, the intake pipe pressure Pm and the intake air amount KL when the valve overlap amount is a predetermined value can be set as indicated by a solid line L1 in FIG.
[0021]
A solid line L2 is when the control valve opening is EA1 and the exhaust gas is flowing into the intake pipe via the control valve. The amount of exhaust gas passing through the control valve 14 is equal to the amount of intake exhaust gas from the intake pipe into the cylinder when the engine is stationary. That is, when the engine is in a steady state, the amount of intake exhaust gas changes primarily according to the intake pipe pressure as shown in FIG. Thus, considering the amount of decrease in the intake air amount that accompanies the intake exhaust gas amount, the intake air amount KL relative to the intake pipe pressure Pm at the time of the control valve opening EA1 can be set in advance as indicated by the solid line L12.
[0022]
A solid line L3 in FIG. 6 indicates the intake air amount KL with respect to the intake pipe pressure Pm when the control valve opening degree is EA2 larger than EA1, and considering that the intake exhaust gas amount into the cylinder increases as a whole. Are set in the same manner as described above. Although omitted in FIG. 6, the relational expression between the intake pipe pressure Pm and the intake air amount KL is set for each opening degree of the control valve 14. Actually, it is stored in the intake air amount estimation device in the form of the following equation (5).
KL = e (Pm−g) + r (5)
Since the intake air amount KL changes according to the engine speed with respect to the same intake pipe pressure, the first coefficient e, the second coefficient g, and the third coefficient r in the equation (5) The number and the control valve opening may be set by a two-dimensional map. Further, when the intake pipe pressure Pm and the intake air amount KL are set as broken lines as shown in FIG. 6 as in the present embodiment, the first coefficient e is the intake pipe pressure Pm is the second coefficient g. It is set as a different value at the same time.
[0023]
The relational expression between the intake pipe pressure Pm and the intake air amount KL when the control valve is at 0 degree is stored in the intake air amount estimation device in the form of the following equation (6).
KL = a (Pm−b) + c (6)
Here, the fourth coefficient a, the fifth coefficient b, and the sixth coefficient c may be set with a one-dimensional map of the engine speed. Further, the fourth coefficient a, the fifth coefficient b, and the sixth coefficient c indicate that the intake pipe pressure Pm and the intake air amount KL are the solid line L1 in FIG. 6 in consideration of valve overlap as in the present embodiment. In this case, the fourth coefficient a is set as a different value when the intake pipe pressure Pm becomes equal to the fifth coefficient b. When the valve overlap amount is variable, the first coefficient e, the second coefficient g, and the third coefficient r in the above formulas (5) and (6) are the engine speed and the control valve opening. The fourth coefficient a, the fifth coefficient b, and the sixth coefficient c include not only the engine speed but also the valve overlap amount. It is preferable to set a two-dimensional map. However, for the sake of simplicity, the second coefficient g and the fifth coefficient b may each be a one-dimensional map of the engine speed, and the second coefficient and the fifth coefficient b may be the same value and the one-dimensional engine speed. It may be set on the map.
[0024]
Next, the intake pipe is modeled. Using the mass conservation law, the energy conservation law, and the state equation of intake and exhaust gas existing in the intake pipe, the rate of change over time in the ratio between the intake pipe pressure Pm and the gas temperature Tm in the intake pipe is expressed by the following equation (7 The time change rate of the intake pipe pressure Pm is expressed by the following equation (8). Where V is the volume of the intake pipe (m^Three), And can be the total volume of the surge tank 2 and the intake branch pipe 3, and mc is an intake gas amount (g / sec) sucked into the cylinder.
[Equation 5]

[0025]
Expressions (7) and (8) are discretized to obtain the following expressions (9) and (10), respectively, and the current intake pipe pressure Pm is obtained by Expression (10)._(i)Is obtained, the intake air temperature Tm in the intake pipe this time is obtained by the equation (9)._(i)Can be obtained. In the equations (9) and (10), the discrete time Δt is the current intake gas amount mc._(i)Is the execution interval of the flowchart (FIG. 7) for calculating, for example, 8 ms.
[Formula 6]

[0026]
Next, the flowchart shown in FIG. 7 will be described. This flowchart is executed simultaneously with the completion of engine start. First, in step 101, the intake pipe pressure Pm is calculated using equation (10)._(i)Is calculated. Equation (10) is the previous intake pipe pressure Pm_(i-1)And the previous throttle valve passing air amount mt_(i-1)And the previous control valve passage exhaust gas amount megr_(i-1)And the previous intake gas amount mc_(i-1)And the previous intake air temperature Tm in the intake pipe_(i-1)And the previous exhaust gas temperature Te_(i-1)Based on the above, this intake pipe pressure Pm_(i)Is calculated. As these initial values, Pm_(i-1)Has atmospheric pressure Pa, Tm_(i-1)Is the intake air temperature Ta upstream of the throttle valve, and Te_(i-1)The exhaust gas temperature is actually measured or estimated. Using these values, mt_(i-1), Megr_(i-1)And mc_(i-1)The values calculated in the same manner as in

steps

103, 105 and 106 below are used. If the exhaust gas temperature Te is not provided for the next and subsequent exhaust gas temperatures Te, it can be estimated based on the previous intake air amount mail or the previous fuel injection amount.
[0027]
Next, at step 102, the current intake pipe pressure Pm calculated at step 101 is calculated._(i)The intake air temperature Tm in the intake pipe this time using equation (9) based on_(i)Is calculated. Next, in step 103, the current throttle valve passage air amount mt is obtained using the equation (1)._(i)Is calculated. Throttle valve passing air amount mt using equation (1)_(i)In calculating the current throttle valve opening TA, when the throttle valve is driven by the driving device, the response delay of the driving device (step motor) is taken into consideration.
[0028]
Next, in step 104, the control valve passing exhaust gas amount megrrq when the target opening degree for the engine operating state after the end of the engine transition is realized._(i)Is calculated by the following equation (11) as a difference between the equations (6) and (5).
megrrrq_(i)=
a (Pmta_(i)-B) + c- (e (Pmta_(i)-G) + r) (11)
Here, the first coefficient e, the second coefficient g, and the third coefficient r are values set based on the engine speed at the time of steady operation after the end of the engine transient and the target set opening of the control valve. The fourth coefficient a, the fifth coefficient b, and the sixth coefficient c are values that are set based on the engine speed during steady operation, and the intake pipe pressure Pmta is also the value after the end of the engine transient. This is the intake pipe pressure when the engine is steady, based on the throttle valve opening, engine speed, control valve opening, and the like. Here, the first coefficient e, the second coefficient g, the third coefficient r, the fourth coefficient a, the fifth coefficient b, and the sixth coefficient c are set with respect to the standard atmospheric condition, and are determined when the engine is stationary. It is corrected according to the condition in the intake pipe. Control valve passing exhaust gas amount megrrq with respect to the target set opening of this control valve_(i)Is the amount of intake exhaust gas when the engine is stationary.
[0029]
Next, at step 105, the current intake pipe pressure Pm_(i)Based on this control valve passage exhaust gas amount megr_(i)Is calculated by the following equation (12) as a difference between the equations (6) and (5).
megr_(i)= A (Pm_(i)-B) + c- (e (Pm_(i)-G) + r) (12)
Here, as described above, the first coefficient e, the second coefficient g, and the third coefficient r use values set based on the current engine speed and the current control valve opening, As the fourth coefficient a, the fifth coefficient b, and the sixth coefficient c, values set based on the current engine speed are used. Here, the first coefficient e, the second coefficient g, the third coefficient r, the fourth coefficient a, the fifth coefficient b, and the sixth coefficient c are set with respect to the standard atmospheric condition, and are calculated in step 102. Correction is made according to the current state in the intake pipe based on the temperature Tm in the intake pipe and the atmospheric temperature Ta. An actuator signal for changing the target set opening to a new target set opening is issued to the actuator of the control valve 14 due to a change in the engine operating state. At this moment, the opening degree of the control valve 14 is not changed to a new target setting opening degree, but actually, it is a short time after the actuation signal is issued due to the response delay of the actuator and the response delay of the control valve. Is gradually changed to a new target set opening. The current opening degree of the control valve can be estimated in consideration of these response delays. The first coefficient e, the second coefficient g, and the third coefficient r may be finely mapped with respect to the current opening of the control valve. However, in order to reduce the data storage amount, these are the engine operating states. If the value is set only for each target set opening of each control valve, the values set for the two target set openings should be used complementing the current control valve opening. Become.
[0030]
Next, at step 106, the current intake pipe pressure Pm_(i)The equivalent value mc of the intake gas amount this time based on_(i)Is calculated. This intake gas amount mc_(i)Is a value that matches the intake air amount KL when the control valve is fully closed and the intake pipe is filled with fresh air, and is calculated using equation (6).
[0031]
Inhaled gas amount mc_(i)Is the sum of the intake exhaust gas amount and the intake air amount, and this intake exhaust gas amount megrsm_(i)If this is solved, the current intake air amount mir_(i)Can be calculated (mail_(i)= Mc_(i)-Megrsm_(i)). By the way, the current control valve passage exhaust gas amount megr calculated in step 105 is calculated._(i)Is sucked into the cylinder while diffusing, so that a first-order lag occurs. In addition, a dead time due to a delay in transport from the control valve into the cylinder also occurs. Thus, the current control valve passing exhaust gas amount is taken into the cylinder with a delay.
[0032]
If the time constant of the first-order delay is τ and the dead time is Td, the exhaust gas amount megr passing through the control valve at the current time_(i)The amount of intake exhaust gas obtained from the time constant τ is the amount of intake exhaust gas megrsm after the dead time Td from now_{(i + Td /} _Δ _t)It becomes.
megrsm_{(i + Td /} _Δ _t)=
Δt / τ (megr_(i)-Megrsm_{(i + Td /} _Δ _t-1)) ... (13)
[0033]
Thus, if the intake exhaust gas amount megrsm is calculated and stored using equation (13), in step 107, the current intake exhaust gas amount megrsm is stored._(i)Can be called.
[0034]
Next, at step 108, the current intake gas amount mc_(i)To the current intake exhaust gas amount megrsm_(i)Is subtracted from the current intake air amount mir_(i)Is calculated.
[0035]
Next, at step 109, the current intake pipe pressure Pm_(i)Is the previous intake pipe pressure Pm_(i-1)In step 110, the gas temperature Tm in the intake pipe this time_(i)Is the previous gas temperature Tm in the intake pipe_(i-1)It is said. Further, in step 111, the current throttle valve passing air amount mt_(i)Is the previous throttle valve passage air amount mt_(i-1)In step 112, the current control valve passage exhaust gas amount megr_(i)Is the previous control valve passage exhaust gas amount megr_(i-1)In step 113, the current intake gas amount mc_(i)Is the previous intake gas amount mc_(i-1)It is said.
[0036]
In this way, the intake air amount mir is sequentially estimated based on the intake pipe pressure Pm that is sequentially calculated simultaneously with the completion of the engine start in consideration of the opening of the control valve.
[0037]
By the way, when the engine is in a steady state, the intake pipe pressure Pmta at the steady state of the engine is used to calculate the air flow amount mt through the throttle valve._(i)Can be calculated by the following equation (14).
[Expression 7]

[0038]
In Step 103 of this flowchart, instead of Expression (1), Expression (14) is used to calculate the throttle valve passing air amount mt._(i)May be calculated. Here, the intake pipe pressure Pmta at the time of steady state of the engine can be mapped in advance based on the throttle valve opening, the engine speed, the control valve opening, and the valve overlap amount at the end of the current transient. .
[0039]
Thus, the intake gas amount is calculated using the equation (6) according to the engine speed, and the intake air amount is calculated using the equation (5) according to the engine speed and the control valve opening. . The difference between the intake gas amount and the intake air amount thus calculated becomes the control valve passage exhaust gas amount, and the intake exhaust gas amount is calculated based on the control valve passage exhaust gas amount. Next, the intake air amount can be calculated by subtracting the intake exhaust gas amount from the intake gas amount.
[0040]
Equations (6) and (5) represent the intake gas amount and intake air amount in accordance with an internal combustion engine having a specific displacement, but in order to adapt to an internal combustion engine having an arbitrary displacement, the equation (6) ) Represents the load ratio (intake air amount / (volume per cylinder) * standard state air density)) or intake charge efficiency when the control valve is closed as the intake gas amount equivalent value, and the equation (5) May represent the load factor or the intake charging efficiency as the intake air amount equivalent value.
[0041]
By the way, as described above, the target set opening EA of the control valve is set for each engine operating state determined by the engine load L and the engine speed N, as shown in FIG. A is also set for each engine operating state as shown in FIG. The reference ignition timing A is the optimal ignition timing when the control valve opening degree is 0, that is, when the control valve 14 is fully closed and the exhaust gas recirculation is stopped. As a result, when the control valve is opened and exhaust gas recirculation is being performed, the reference ignition timing A must be advanced in order to achieve good combustion, and the ignition timing advance amount ΔA for that purpose is also required. As shown in FIG. 10, it is set for each engine operating state.
[0042]
In FIG. 9, the reference ignition timing A is retarded as the engine speed is low, and is retarded as the engine load is high. In FIG. 10, the ignition timing advance amount ΔA is made smaller as the ratio of the intake exhaust gas amount to the intake gas amount is smaller.
[0043]
The ignition timing advance amount ΔA in each engine operating state is such that the control valve 14 is opened at a set opening in each engine operating state, and a steady amount of exhaust gas corresponding to the set opening is recirculated into the cylinder. It is set to advance the reference ignition timing appropriately. As a result, the reference ignition timing A and the ignition timing advance amount ΔA set for the engine operating state after the change are changed during or immediately after the change of the control valve opening according to the change of the engine operating state. Even if the ignition timing is determined by use, the intended steady amount of exhaust gas is not recirculated into the cylinder at this time, and good combustion cannot be realized.
[0044]
In the present embodiment, the current intake exhaust gas amount megrsm read in step 107 of the flowchart described above._(i)And the steady-state intake exhaust gas amount megrrq calculated in step 104_(i)The reference ignition timing A is advanced by the corrected ignition timing advance amount ΔA ′.

[0045]
When the set opening of the control valve increases due to a change in the engine operating state, the ratio r described above_(i)Converges from a value smaller than 1 toward 1. However, when the set opening of the control valve is small, the ratio r described above is used._(i)Is converged from a value larger than 1 to 1, and in this case, the ignition timing advance amount ΔA corresponding to the current engine operating state after the change is greatly corrected by the ratio r. It becomes.
[0046]
As described above, the ignition timing advance amount ΔA is determined based on the intake gas amount at the normal time based on the target set opening of the control valve in the current engine operating state. In order to accurately calculate and correct the current intake exhaust gas amount on the basis of the current actual control valve opening and the current intake pipe pressure, ΔA is an ignition timing advance suitable for the current intake exhaust gas amount. The amount ΔA ′ is calculated, and good combustion can be realized.
[0047]
The above ratio r_(i)Is the current intake exhaust gas amount megrsm considering the inflow delay into the cylinder._(i)However, the control valve passage exhaust gas amount megr based on the current control valve opening degree._(i)However, it is possible to calculate a better ignition timing advance amount ΔA ′ than in the past.
[0048]
As described above, since the ignition timing advance amount ΔA is corrected according to the current intake exhaust gas amount calculated based on the current control valve opening and the current intake pipe pressure, Until the control valve opening changes to the target set opening, the control valve operation is stopped by a guard process (for example, a guard process for reducing the amount of recirculated exhaust gas when the engine is cold) due to some factor. Even when the target set opening degree of the control valve is not realized, a good correction of the ignition timing advance amount ΔA can be performed.
[0049]
By the way, at the time of high engine load, in addition to being easy to generate knocking alone, knocking is more likely to occur when the temperature in the cylinder is increased by the recirculated exhaust gas. As a result, if the ignition timing advance amount ΔA is corrected as in the case of the engine low load, the advance angle is insufficient with respect to the current intake exhaust gas amount, and knocking may occur.
[0050]
Accordingly, the correction coefficient q for correcting the ratio r is provided, and the ignition timing advance amount ΔA is corrected as in the following equation (16), and the ratio r is increased as the engine load increases. Anyway.
ΔA ′ = ΔA · r_(i)・ Q_(i) ... (16)
[0051]
Specifically, q_(i)Is the ratio r_(i)And the engine load L are set as shown in FIG. Thus, when the set opening of the control valve increases from when the operation signal is given to the actuator of the control valve until the intake exhaust gas amount becomes a steady amount after the control valve reaches the target set opening When the advance of the ignition timing is performed using the advance amount close to the set ignition timing advance amount ΔA as the engine load increases, and the set opening of the control valve decreases (in this case) (The set ignition timing advance amount ΔA decreases before and after the change of the engine operating state), the higher the engine load, the slower the advance of the ignition timing using the advance amount close to the set ignition timing advance amount ΔA. A corner is implemented. Thus, in any case, the higher the engine load is, the more the initial ignition timing is advanced from the reference ignition timing. In other words, ignition in the vicinity of the reference ignition timing is difficult to perform from the beginning. Ignition timing can be realized.
[0052]
In FIG. 11, the correction coefficient q is set to 1 regardless of the ratio r when the engine is low, and is set to a larger value as the engine load increases when the ratio r is small. Further, the correction coefficient at each engine load larger than 1 gradually approaches 1 as the ratio r increases, and is set to 1 when the ratio r becomes 1, regardless of the engine load. The maximum value of the correction coefficient q is the case where the ratio r is small and the engine is highly loaded. For example, 2 is set, but this maximum value may be any value larger than 1. However, if the maximum value is increased too much, especially when the target set opening of the control valve decreases before and after the change of the engine operating state, if this correction coefficient maximum value is used, immediately after the change of the engine operating state, The engine after the change from the set ignition timing advance amount with respect to the engine operating state before the change when the intake exhaust gas amount is slightly decreased and is larger than the normal intake exhaust gas amount with respect to the engine operation state after the change. The value ΔA ′ obtained by correcting the set ignition timing advance amount with respect to the operating state is increased, and the ignition timing may be advanced even though the intake exhaust gas amount is decreased even though it is small. It is not preferable. In preparation for such a case, a guard process may be performed on the corrected ignition timing advance amount ΔA ′.
[0053]
By the way, in order to accurately control the combustion air-fuel ratio, it is necessary to estimate the correct intake air amount into the cylinder and determine the fuel injection amount before starting the fuel injection. However, in order to estimate the accurate intake air amount, strictly speaking, the intake air flow rate when the intake valve is closed must be calculated. That is, when determining the fuel injection amount, the current intake air amount mir_(i)Rather than intake air amount when the intake valve is closed_{(i + n)}Must be calculated. This applies not only to the internal combustion engine that injects fuel into the intake branch pipe 3 as shown in FIG. 1 but also to the internal combustion engine that directly injects fuel into the cylinder during the intake stroke.
[0054]
For this purpose, at present, the current throttle valve opening TA_(i)As well as the throttle valve opening TA for every time Δt until the intake valve closes_{(i + 1)}, TA_{(i + 2)}, ... TA_{(i + n)}Therefore, it is necessary to calculate μ1 · At in Expression (1) or PmTA in Expression (15) to calculate the amount mt of air passing through the throttle valve at each time.
[0055]
The throttle valve opening TA at each time is based on the amount of change in the accelerator pedal depression with respect to the current time, assuming that the amount of change in depression lasts until the intake valve closes, and estimates the amount of depression of the accelerator pedal at each time, For each estimated depression amount, it may be determined in consideration of the response delay of the throttle valve actuator. This method can also be applied when the throttle valve is mechanically connected to the accelerator pedal.
[0056]
However, the throttle valve opening TA when the intake valve is closed is estimated as described above._{(i + n)}Is only a prediction and there is no guarantee that it is consistent with the actual. Throttle valve opening TA when intake valve is closed_{(i + n)}The throttle valve may be controlled in a delayed manner in order to match the actual value. When the amount of depression of the accelerator pedal changes, the throttle valve opening changes with delay due to the response delay of the actuator. This delay control intentionally increases the response delay of the throttle valve.
[0057]
For example, during engine transition, the actual response delay (dead time) so that the throttle valve opening corresponding to the current depression amount of the accelerator pedal when determining the fuel injection amount is realized when the intake valve is closed. If the throttle valve actuator is controlled in consideration of the_(i), TA_{(i + 1)}, ... TA_{(i + n)}Can be grasped accurately. More specifically, when the amount of depression of the accelerator pedal changes, an operation signal is not immediately sent to the actuator, but the dead time is subtracted from the time from when the fuel injection amount is determined to when the intake valve is closed. An operation signal to the actuator is issued when the time has elapsed. Of course, the throttle valve delay control may be performed so that the throttle valve opening corresponding to the current depression amount of the accelerator pedal is realized after the intake valve is closed.
[0058]
Incidentally, an air flow meter 7 is arranged in the intake passage 4. FIG. 12 shows a cross-sectional model of the air flow meter 7. The air flow meter 7 uses the fact that the amount of heat taken away from the heat wire 7a when the intake air passes around the heat wire 7a changes according to the intake air amount, that is, the amount of air passing through the throttle valve. It is to detect. Thus, based on the output of the air flow meter 7, the throttle valve passing air amount GA is determined from the map or the like._(i)(This map value includes the calculated throttle valve passing air amount mt._(i)Can be obtained with different symbols to distinguish them from each other.
[0059]
However, in a general air flow meter, a glass layer 7b is provided around the heat wire 7a, and the heat capacity of the glass layer 7b is relatively large. As a result, the output of the air flow meter 7 does not change immediately with respect to the actual change in the amount of air passing through the throttle valve, and a response delay occurs. In anticipation of this response delay, the actual amount of air passing through the throttle valve mt is determined from the output of the air flow meter._(i)Consider calculating.
[0060]
Assuming that the current temperature of the heat wire 7a is Th, the amount of heat transferred from the heat wire 7a to the glass layer 7b is equal to the amount of heat transferred from the glass layer 7b to the intake air, so the temperature change amount dTg / dt of the glass layer B. Can be expressed as the following equation (17).
[Equation 8]

[0061]
Here, C, D, E, and F are the cross-sectional area, length, and resistivity of the heat wire 7a, the heat transfer coefficient between the glass layer 7b and the heat wire 7a, and between the glass layer 7b and the intake air. It is a constant determined according to the heat transfer coefficient of. In Expression (17), during the steady operation, since there is no transfer of heat between the glass layer 7b, the heat ray 7a, and the intake air, the temperature change amount dTg / dt of the glass layer 7b, that is, the right side of Expression (17). Becomes zero, and at this time, the map value GA of the throttle valve passage air amount and the calculated value mt are equal. Under this condition, GA is represented by the temperature Th of the heat ray 7a, the temperature Tg of the glass layer 7b, and the intake air temperature Ta, and the temperature Tg of the glass layer 7b is eliminated in the equation (17), thereby obtaining the following equation (18) Can be obtained.
[Equation 9]

[0062]
In Expression (18), α and β are constants determined by the above-described constants C, D, E, and F, and thus the throttle valve passing air mt_(i)Is a map value GA of the throttle valve passing air amount based on the current output of the air flow meter 7 in consideration of the response delay of the air flow meter._(i)And the map value GA of the throttle valve passing air amount based on the previous output of the air flow meter 7_(i-1)And can be calculated based on the above.
[0063]
The output of the air flow meter 7 is highly reliable when the engine is stationary, so that when the engine is stationary, the current throttle valve passage air amount mt calculated using the equation (18)._(i)Is more reliable than the throttle valve passing air amount calculated by the equation (1) or (14). Thus, when the engine is steady, the previous throttle valve passage air amount mt calculated by the equation (18)._(i-1)And the current intake pipe pressure Pm in equation (10)_(i)And the intake air temperature Tm on the downstream side of the current throttle valve in equation (9)_(i)To calculate the intake air amount_(i)Is preferably calculated.
[0064]
Thereby, using the flowchart shown in FIG._(i)And the intake air amount mail when the intake valve is closed_{(i + n)}And the current intake air amount mirf based on the equation (18) as described above._(i)Is calculated sequentially, and the intake air amount when the intake valve is closed is_{(i + n)}-Mail_(i)+ Mairf_(i)You may make it calculate by. By such a calculation method, when the engine is in a steady state, the same throttle valve opening is calculated based on the same model formula._{(i + n)}And mir_(i)Is accurately offset, and an accurate current intake air amount calculated based on the output of the air flow meter is obtained as the intake air amount when the intake valve is closed.
[0065]
Also, when the engine is transitioning,_(i)And mirf_(i)And are almost offset,_{(i + n)}The intake air amount calculated when the intake valve is closed can be obtained. The above is a case of an embodiment having an air flow meter, but a pressure sensor is arranged in the intake pipe, and the intake pipe pressure Pm used to calculate the intake air amount is not a calculated value but an output value to the pressure sensor. Also good. In this embodiment, the ignition timing advance amount ΔA is set for each engine operating state. Of course, the ignition timing for exhaust recirculation is set for each engine operating state, and this ignition timing and the exhaust recirculation stop time are set. The difference from the reference ignition timing A may be calculated as the ignition timing advance amount ΔA.
[0066]
【The invention's effect】
The ignition timing control device for an internal combustion engine according to the present invention has a reference ignition timing when the control valve is fully closed, a target set opening of the control valve, and a target set opening of the control valve for each engine operating state. The ignition timing advance amount suitable for the intake gas amount at steady state is set, and during engine transition when the engine operating state changes, the ignition timing advance amount depends on the current opening of the control valve and the current The reference ignition timing is advanced by the corrected ignition timing advance amount, which is corrected by the ratio of the current intake exhaust gas amount into the cylinder, which is calculated based on the intake pipe pressure, and the intake air amount in the steady state. Ignition is performed. As a result, the current intake exhaust gas amount is accurately calculated in consideration of not only the opening degree of the control valve but also the intake pipe pressure even during an engine transition immediately after the control valve opening / closing command. That is, good ignition timing control according to the amount of recirculated exhaust gas is realized, and deterioration of combustion can be sufficiently prevented.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic view of an internal combustion engine to which an ignition timing control device according to the present invention is attached.
FIG. 2 is a map showing a relationship between a throttle valve opening degree TA and a flow coefficient μ1.
FIG. 3 is a map showing a relationship between a throttle valve opening degree TA and an opening area At of the throttle valve.
FIG. 4 is a map showing the relationship between the ratio of the intake pipe pressure Pm and the atmospheric pressure Pa and the function Φ.
FIG. 5 is a graph showing the relationship between intake pipe pressure Pm and control valve passage exhaust gas amount megr.
FIG. 6 shows a relational expression between the intake pipe pressure Pm and the intake air amount KL for each control valve opening degree.
FIG. 7 is a flowchart for calculating an intake air amount.
FIG. 8 is a map of a set opening degree of a control valve.
FIG. 9 is a map of reference ignition timing.
FIG. 10 is a map of an ignition timing advance amount.
FIG. 11 is a map of correction coefficients.
FIG. 12 is a diagram showing a cross-sectional model of an air flow meter.
[Explanation of symbols]
1 ... Engine body
2 ... Surge tank
3 ... Intake branch pipe
4 ... Intake passage
6 ... Throttle valve
7 ... Air flow meter
8 ... Intake valve
13 ... Exhaust gas recirculation passage
14 ... Control valve

Claims

An ignition timing control device for an internal combustion engine in which an exhaust gas recirculation passage provided with a control valve is connected to an intake pipe downstream of a throttle valve, and a reference when the control valve is fully closed for each engine operating state The ignition timing, the target set opening of the control valve, and the ignition timing advance amount suitable for the intake air amount in the steady state when the control valve is set to the target set opening are set, and the engine operation In an ignition timing control apparatus for an internal combustion engine that performs ignition by advancing the reference ignition timing by the ignition timing advance amount for each state, the ignition timing advance amount is calculated when the engine is operating in an engine transition state. Corrected by a ratio of the current intake exhaust gas amount into the cylinder calculated based on the current opening of the control valve and the current intake pipe pressure and the intake exhaust gas amount in the steady state, intake pipe pressure, intake and exhaust present in the intake pipe Scan of the mass conservation law, using the energy conservation law, and the state equations for each discrete time, and the previous intake pipe pressure, and the previous throttle valve passage air quantity, the previous valve passing the exhaust gas amount, the last The ignition timing is calculated by advancing the reference ignition timing by the corrected ignition timing advance amount, which is calculated based on the intake gas amount, the previous intake temperature, and the previous exhaust gas temperature. An ignition timing control device for an internal combustion engine.

A correction coefficient for correcting the ratio for correcting the ignition timing advance amount according to an engine load, and the correction coefficient is set so that the ratio is larger at a high engine load than at a low engine load; The ignition timing control device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein