JP5053221B2 - 内燃機関の過給圧制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、ターボチャージャを備える内燃機関の過給圧制御装置に関する。

従来より、内燃機関に吸入される空気を加圧するコンプレッサホイールと、このコンプレッサホイールに連結され、排気が吹き付けられることで回転駆動するタービンホイールと、このタービンホイールに吹き付けられる排気の流量を変更する可変ベーンとを備える可変容量型のターボチャージャが知られている。このターボチャージャでは、可変ベーンの開度を制御することで、過給圧を適切な圧力にすることができる。

一方、内燃機関の排気の一部を吸気側に還流するＥＧＲ機構を備える内燃機関も知られている。このＥＧＲ機構では、排気側と吸気側とを連通する還流通路に設けられたＥＧＲバルブを開閉制御することで、排気還流量（以下、「ＥＧＲ流量」という）を適切な流量にすることができる。

図６は、内燃機関の燃焼室に供給される気体の成分を模式的に示す図である。
図６に示すように、内燃機関には、外気から新たに供給される新気と、ＥＧＲ機構により還流される排気に加えて、燃料が供給される。このうち、内燃機関に流入する気体の圧力すなわち過給圧は、新気流量Ｇ_ＮＥＷとＥＧＲ流量Ｇ_ＥＧＲとを合わせた総流入量Ｇ_ＣＹＬに相当する。したがって、ＥＧＲ流量Ｇ_ＥＧＲを変更すると、過給圧も変化することとなる。つまり、ＥＧＲ機構によるＥＧＲ制御は、ターボチャージャによる過給圧制御において外乱となる場合がある。

そこで、例えば特許文献１には、このようなＥＧＲ制御と過給圧制御との干渉を防止する制御装置が示されている。この制御装置では、ＥＧＲ機構により排気を還流する運転領域に対応してターボチャージャのフィードバック制御を禁止する運転領域を設定するとともに、このフィードバック制御が禁止された運転領域ではターボチャージャをオープン制御する。さらにこの制御装置では、内燃機関の回転数や負荷以外のＥＧＲ流量を低下させるパラメータに基づいて、フィードバック制御を禁止する領域を縮小方向に補正することにより、ターボチャージャをフィードバック制御できる領域をできるだけ拡大し、加速性能を向上する。
特開２００１−１４０６５２号公報

ところで、上述のようなターボチャージャをフィードバック制御する場合、以下に示すような課題がある。
ターボチャージャは、コンプレッサホイールとタービンホイールとを連結するタービンシャフトの慣性に起因して、ベーン開度を変更する指令を送信してから実際にコンプレッサホイールの回転数が変化するまでの応答遅れが大きい。このような応答遅れが大きい系では、単にフィードバックゲインを大きな値にするだけではハンチングが発生してしまうため、実過給圧を目標過給圧に速やかに到達させることが難しい。すなわち、外乱に対する耐性が低く、目標過給圧が変化した場合や、排気の流れが変化した場合に、速やかに対処することが難しい。

また、一般的な可変容量型のターボチャージャにおいて、そのベーン開度は過給圧に対し非線形な特性を有する。より具体的には、可変ベーンの開き側での作動に対する過給圧変化は、絞り側での作動に対する過給圧変化よりも小さい。このため、一律のゲインが設定された単純なフィードバック制御により、全過給圧の領域に亘って適切な開度で可変ベーンを制御するのは難しい。

容量が小さい小型のターボチャージャでは、タービン通過流量が低流量領域において、可変ベーンの作動範囲が大型のものよりも広がるため、上述のベーン開度特性の非線形性の課題が特に顕著になる。ここで小型のターボチャージャとは、容量を小さくすることで、タービン通過流量（タービンホイールを駆動する排気の質量流量）に対するタービン前後排気圧力比（タービンホイールの上流側の排気圧と下流側の排気圧との比）を高くしたものである。この小型のターボチャージャは、大型のターボチャージャに対して最大出力が落ちるものの、低流量領域では大型のターボチャージャよりも可変ベーンの開き側の設定で同一の過給圧を得ることができるため、大型のターボチャージャよりも可変ベーンの作動範囲が広くなっている。

本発明は上述した課題に鑑みてなされたものであり、外乱に対する応答性が良好であり、かつ、ベーン開度特性の非線形性が補償された過給圧制御を行うことができる過給圧制御装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため請求項１に記載の発明は、内燃機関（１）に吸入される空気を加圧するコンプレッサホイール（８２）と、当該コンプレッサホイールと連結され、前記内燃機関から排出された排気ガスが吹き付けられることで回転駆動するタービンホイール（８１）と、を有するターボチャージャ（８）と、前記タービンホイールに吹き付けられる排気の流量を変化させる排気流量可変機構（８４，８５）と、を備える内燃機関の過給圧制御装置であって、前記排気流量可変機構は、開閉動作によりタービンホイールに流入する排気の入口面積を変更する可変ベーン（８４）を含み、前記タービンホイールの上流側の排気圧をタービン上流側排気圧とし、前記タービンホイールの上流側の排気圧と下流側の排気圧との比をタービン前後排気圧力比とし、実過給圧（Ｐ２）と目標過給圧（Ｐ２ＣＭＤ）とに基づいて、目標タービン上流側排気圧（Ｐ３ＣＭＤ）又は目標タービン前後排気圧力比（ＰＲＣＭＤ）を算出し、さらに、タービン上流側排気圧又はタービン前後排気圧力比と前記可変ベーンの開度（ＶＯ）とを関連付けるタービンモデルに基づいて、実タービン上流側排気圧（Ｐ３）又は実タービン前後排気圧力比（ＰＲ）が前記目標タービン上流側排気圧（Ｐ３ＣＭＤ）又は前記目標タービン前後排気圧力比（ＰＲＣＭＤ）と一致するように前記可変ベーンの開度を制御する制御手段（４０，４０Ｂ）を備えることを特徴とする。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の内燃機関の過給圧制御装置において、前記タービンホイールの上流側の排気圧を検出する上流側排気圧検出手段（２２）と、前記タービンホイールの下流側の排気圧を検出する下流側排気圧検出手段（２３）と、をさらに備え、前記制御手段は、前記実タービン上流側排気圧又は前記実タービン前後排気圧力比として、前記上流側排気圧検出手段及び前記下流側排気圧検出手段の検出値を用いることを特徴とする。

請求項３に記載の発明は、請求項１又は２に記載の内燃機関の過給圧制御装置において、前記タービンモデルは、前記可変ベーンの開度ごとにおけるタービン上流側排気圧又はタービン前後排気圧力比と修正流量との関係が規定されたものであり、前記制御手段は、前記タービンモデルを用いて目標タービン上流側排気圧又は前記目標タービン前後排気圧力比及び修正流量に応じた前記可変ベーンの開度を決定することを特徴とする。

上記目的を達成するため請求項４に記載の発明は、内燃機関（１）に吸入される空気を加圧するコンプレッサホイール（８２）と、当該コンプレッサホイールと連結され、前記内燃機関から排出された排気ガスが吹き付けられることで回転駆動するタービンホイール（８１）と、を有するターボチャージャ（８）と、前記タービンホイールに吹き付けられる排気の流量を変化させる排気流量可変機構（８４，８５）と、を備える内燃機関の過給圧制御装置であって、前記排気流量可変機構は、前記タービンホイールの上流側と下流側とをバイパスするバイパス通路を開閉するウェストゲートバルブ（８５）を含み、前記タービンホイールの上流側の排気圧をタービン上流側排気圧とし、前記タービンホイールの上流側の排気圧と下流側の排気圧との比をタービン前後排気圧力比とし、実過給圧（Ｐ２）と目標過給圧（Ｐ２ＣＭＤ）とに基づいて、目標タービン上流側排気圧（Ｐ３ＣＭＤ）又は目標タービン前後排気圧力比（ＰＲＣＭＤ）を算出し、さらに、タービン上流側排気圧又はタービン前後排気圧力比と前記ウェストゲートバルブの開度（ＷＯ）とを関連付けるタービンモデルに基づいて、実タービン上流側排気圧（Ｐ３）又は実タービン前後排気圧力比（ＰＲ）が前記目標タービン上流側排気圧（Ｐ３ＣＭＤ）又は前記目標タービン前後排気圧力比（ＰＲＣＭＤ）と一致するように前記ウェストゲートバルブの開度を制御する制御手段（４０Ａ，４０Ｂ）を備えることを特徴とする。

請求項５に記載の発明は、請求項４に記載の内燃機関の過給圧制御装置において、前記タービンホイールの上流側の排気圧を検出する上流側排気圧検出手段（２２）と、前記タービンホイールの下流側の排気圧を検出する下流側排気圧検出手段（２３）と、をさらに備え、前記制御手段は、前記実タービン上流側排気圧又は前記実タービン前後排気圧力比として、前記上流側排気圧検出手段及び前記下流側排気圧検出手段の検出値を用いることを特徴とする。

請求項６に記載の発明は、請求項４又は５に記載の内燃機関の過給圧制御装置において、前記タービンモデルは、前記ウェストゲートバルブの開度ごとにおけるタービン上流側排気圧又はタービン前後排気圧力比と修正流量との関係が規定されたものであり、前記制御手段は、前記タービンモデルを用いて目標タービン上流側排気圧又は前記目標タービン前後排気圧力比及び修正流量に応じた前記ウェストゲートバルブの開度を決定することを特徴とする。

請求項７に記載の発明は、請求項１から６の何れかに記載の内燃機関の過給圧制御装置において、前記制御手段は、実コンプレッサ仕事率（ＷＣＥＳＴ）が目標コンプレッサ仕事率（ＷＣＣＭＤ）に一致するように目標タービン仕事率（ＷＴＣＭＤ）を算出し、さらに当該算出した目標タービン仕事率（ＷＴＣＭＤ）に基づいて、目標タービン上流側排気圧又は目標タービン前後排気圧力比を算出することを特徴とする。

請求項８に記載の発明は、請求項７に記載の内燃機関の過給圧制御装置において、前記実コンプレッサ仕事率（ＷＣＥＳＴ）及び前記目標コンプレッサ仕事率（ＷＣＣＭＤ）は、それぞれ、実過給圧（Ｐ２）及び目標過給圧（Ｐ２ＣＭＤ）から同じ式に基づいて算出されることを特徴とする。

請求項１に記載の発明によれば、実過給圧と実タービン上流側排気圧又は実タービン前後排気圧力比との２つの制御出力に基づく２重のフィードバック制御、すなわちカスケード制御によりベーン開度を制御する。上述のように、過給圧制御系では、ベーン開度の変更に対する実過給圧の応答遅れが大きく、外乱に対する耐性が低い。このような過給圧制御系において、実過給圧に加えて、より即応性に優れた排気圧に関わる制御出力（実タービン上流側排気圧又は実タービン前後排気圧力比）に基づくカスケード制御によりベーン開度を制御することにより、外乱に対する応答性が良好な過給圧制御を行うことができる。
また、この発明によれば、タービン上流側排気圧又はタービン前後排気圧力比と、ベーン開度とを関連付けるタービンモデルに基づいて、実タービン上流側排気圧又は実タービン前後排気圧力比が目標タービン上流側排気圧又は目標タービン前後排気圧力比と一致するようにベーン開度を制御する。このようなタービンモデルに基づいてベーン開度を制御することにより、ベーン開度特性の非線形性が補償された過給圧制御を行うことができる。

請求項２に記載の発明によれば、実タービン上流側排気圧又は実タービン前後排気圧力比として、上流側排気圧検出手段及び下流側排気圧検出手段の検出値を用いることにより、外乱などに対してより即応性に優れた過給圧制御を行うことができる。また、制御精度も向上することができる。

請求項３に記載の発明によれば、ベーン開度ごとにおけるタービン上流側排気圧又はタービン前後排気圧力比と修正流量との関係が規定されたタービンモデルを用いて、目標タービン上流側排気圧又は目標タービン前後排気圧力比及び修正流量に応じたベーン開度を決定する。これにより、ベーン開度と排気圧との非線形性が補償された過給圧制御を行うことができる。

請求項４に記載の発明によれば、ウェストゲートバルブを開閉して、バイパス通路を流通する排気の流量を調整することにより、タービンホイールに吹き付けられる排気の流量を変化させることができる。したがって、排気流量可変機構として可変ベーンを用いた上述の過給圧制御装置と同様に、外乱に対する応答性が良好な過給圧制御を行うことができる。また、ウェストゲートバルブの開度特性の非線形性が補償された過給圧制御を行うことができる。

請求項５に記載の発明によれば、排気流量可変機構として可変ベーンを用いた上述の過給圧制御装置と同様に、外乱などに対してより即応性に優れた過給圧制御を行うことができる。また、制御精度も向上することができる。

請求項６に記載の発明によれば、排気流量可変機構として可変ベーンを用いた上述の過給圧制御装置と同様に、ウェストゲートバルブ開度と排気圧との非線形性が補償された過給圧制御を行うことができる。

請求項７に記載の発明によれば、実コンプレッサ仕事率が目標コンプレッサ仕事率に一致するように目標タービン仕事率を算出し、さらに算出した目標タービン仕事率に基づいて目標タービン上流側排気圧又は目標タービン前後排気圧力比を算出する。

ところで、上述のようなターボチャージャでは、タービンホイールの仕事をコンプレッサホイールの運動に変換することで、過給圧を適切な圧力に調整する。しかしながら、これらホイールの仕事率とこれらホイールの前後圧力比との相関関係は、各ホイールの動作領域によって異なる。このため、例えば、タービン上流側排気圧又はタービン前後圧力比のフィードバック制御を行う際に、単純に実過給圧が目標過給圧に一致するようにした場合、すなわち圧力を基準パラメータとしてフィードバック制御を行う場合、上述のような各ホイールの動作の非線形性を補償するためには、フィードバックゲインを各ホイールの動作領域ごとに持ち替える必要がある。このような持ち替えを行うためのマップを適切に設定するには、開発の段階において多くの適合工数が必要となり、したがって開発にかかるコストや時間が増加してしまうおそれがある。

これに対して、この発明によれば、タービン上流側排気圧又はタービン前後圧力比のフィードバック制御を行う際、実コンプレッサ仕事率が目標コンプレッサ仕事率に一致するようにすることで、すなわち各ホイールの動作に直接関わる仕事率を基準パラメータとしたフィードバック制御を行うことで、各ホイールの動作領域ごとにフィードバックゲインを持ち替える必要が無くなる。したがって、適合工数を増やすことなくターボチャージャの動作の非線形性を補償した制御を行うことができる。

請求項８に記載の発明によれば、実コンプレッサ仕事率及び目標コンプレッサ仕事率を、それぞれ、実過給圧及び目標過給圧から同じ式に基づいて算出する。したがって、実コンプレッサ仕事率を目標コンプレッサ仕事率に一致させることで、実過給圧を目標過給圧に一致させることができる。これにより、過給圧の制御精度を向上することができる。また、このように過給圧の制御精度を向上することにより、ＥＧＲ制御との干渉をさらに防止し、ＥＧＲ制御の制御精度を向上することができる。したがって、エミッションのばらつきを低減することも可能となる。

＜第１実施形態＞
以下、本発明の第１実施形態を、図面を参照して説明する。
図１は、本実施形態に係る内燃機関及びその過給圧制御装置の構成を示す図である。内燃機関（以下「エンジン」という）１は、シリンダ７の燃焼室内に燃料を直接噴射するディーゼルエンジンであり、シリンダ７には図示しない燃料噴射弁が設けられている。これら燃料噴射弁は、電子制御ユニット（以下「ＥＣＵ」という）４０により電気的に接続されており、燃料噴射弁の開弁時間及び閉弁時間は、ＥＣＵ４０により制御される。

エンジン１には、吸気が流通する吸気管２と、排気が流通する排気管４と、排気管４内の排気の一部を吸気管２に還流する排気還流通路６と、吸気管２に吸気を圧送するターボチャージャ８とが設けられている。

吸気管２は、吸気マニホールドの複数の分岐部を介してエンジン１の各シリンダ７の吸気ポートに接続されている。排気管４は、排気マニホールドの複数の分岐部を介してエンジン１の各シリンダ７の排気ポートに接続されている。排気還流通路６は、排気管４から分岐し吸気管２に至る。

ターボチャージャ８は、排気管４に設けられたタービンホイール８１と、吸気管２に設けられたコンプレッサホイール８２と、これらタービンホイール８１とコンプレッサホイール８２とを連結するタービンシャフト８３と、を備える。タービンホイール８１は、エンジン１から排出された排気が吹き付けられることで回転駆動する。コンプレッサホイール８２は、タービンホイール８１により回転駆動され、エンジン１の吸気を加圧し吸気管２内へ圧送する。

この他、ターボチャージャ８は、タービンホイール８１に吹き付けられる排気の流量を変化させる排気流量可変機構として、可変ベーン８４や、ウェストゲートバルブ８５を備える。可変ベーン８４は、その開閉動作によりタービンホイール８１に流入する排気の入口面積を変更し、これにより、タービンホイール８１に吹き付けられる排気の流量を変えるとともに、タービンホイール８１の回転速度を変えることができる。この可変ベーン８４は、図示しないアクチュエータを介してＥＣＵ４０に接続されており、その開度（以下、「ベーン開度」という）ＶＯはＥＣＵ４０により制御される。

ウェストゲートバルブ８５は、排気管４のうちタービンホイール８１の上流側と下流側とをバイパスするバイパス通路８６に設けられ、このバイパス通路８６を開閉する。すなわち、このウェストゲートバルブ８５を開閉し、排気の一部を、タービンホイール８１を介さずに排出することにより、タービンホイール８１に吹き付けられる排気の流量を変えることができる。このウェストゲートバルブ８５は、図示しないアクチュエータを介してＥＣＵ４０に接続されており、その開度（以下、「ウェストゲートバルブ開度」という）ＷＯはＥＣＵ４０により制御される。

吸気管２のうち、ターボチャージャ８の下流側には、ターボチャージャ８により加圧された空気を冷却するインタークーラ５と、エンジン１の吸入空気量を制御するスロットル弁９とが設けられている。このスロットル弁９は、図示しないアクチュエータを介してＥＣＵ４０に接続されており、その開度はＥＣＵ４０により制御される。

排気管４のうち、ターボチャージャ８の下流側には、排気中に含まれる粒子状物質を捕集するディーゼルパティキュレートフィルタ１５が設けられている。

排気還流通路６は、排気管４と吸気管２の吸気マニホールドとを接続し、エンジン１から排出された排気の一部を還流する。排気還流通路６には、還流する排気の流量を制御するＥＧＲ弁１３が設けられている。ＥＧＲ弁１３は、図示しないアクチュエータを介してＥＣＵ４０に接続されており、その弁開度はＥＣＵ４０により制御される。

ＥＣＵ４０には、吸気管２のうちコンプレッサホイール８２の下流側の吸気圧すなわち過給圧Ｐ２を検出する過給圧センサ２１、排気管４のうちタービンホイール８１の上流側の排気圧（以下、「上流側排気圧」という）Ｐ３を検出する上流側排気圧センサ２２、排気管４のうちタービンホイール８１の下流側の排気圧（以下、「下流側排気圧」という）Ｐ４を検出する下流側排気圧センサ２３、排気管４のうちタービンホイール８１の上流側の排気温度（以下、「上流側排気温度」という）Ｔ３を検出する上流側排気温度センサ２４、エンジン１のクランク軸の回転角度を検出するクランク角度位置センサ２５、及びエンジン１により駆動される車両のアクセルペダルの踏み込み量ＡＰを検出するアクセルペダルセンサ２６が接続されており、これらセンサの検出信号は、ＥＣＵ４０に供給される。また、エンジン１の回転数（以下、「エンジン回転数」という）ＮＥは、クランク角度位置センサ２５の出力に基づいて、ＥＣＵ４０により算出される。

ＥＣＵ４０は、各種センサからの入力信号波形を整形し、電圧レベルを所定のレベルに修正し、アナログ信号値をデジタル信号値に変換するなどの機能を有する入力回路と、中央演算処理ユニット（以下「ＣＰＵ」という）とを備える。この他、ＥＣＵ４０は、ＣＰＵで実行される各種演算プログラム及び演算結果などを記憶する記憶回路と、ターボチャージャ８の可変ベーン８４及びウェストゲートバルブ８５、スロットル弁９、ＥＧＲ弁１３、並びにエンジン１の燃料噴射弁を駆動する各アクチュエータに制御信号を出力する出力回路とを備える。

次に、可変ベーン８４のベーン開度ＶＯを制御する過給圧制御について、図２から図５を参照して説明する。
図２は、過給圧制御を実行するためのモジュールの構成を示すブロック図である。このモジュールの機能は、ＥＣＵ４０で実行される処理により実現される。

図２に示すモジュールは、目標上流側排気圧算出部４１とベーン開度制御部４２との２つのフィードバックコントローラを含んで構成され、２つの制御出力（実過給圧Ｐ２及び実上流側排気圧Ｐ３）に基づいて、所謂カスケード制御によりベーン開度ＶＯを制御する。

目標上流側排気圧算出部４１は、過給圧制御器４３と、目標値リミッタ４４と、目標値フィルタ４５と、を含んで構成される。
過給圧制御器４３は、実過給圧Ｐ２が後述の目標過給圧Ｐ２ＣＭＤに一致するように、上流側排気圧の目標値（以下、「目標上流側排気圧」という）Ｐ３ＣＭＤを算出する。具体的には、実過給圧Ｐ２と目標過給圧Ｐ２ＣＭＤとの偏差Ｅを下記式（１）で定義し、この偏差Ｅ（ｋ）が０に収束するように、後述のスライディングモード制御に基づいて制御入力Ｕ（コントローラの出力）を算出し、算出した制御入力Ｕを目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤに変換する。

ここで、記号（ｋ）は、離散化した時間を示す記号であり、所定の制御周期毎に検出又は算出されたデータであることを示す。すなわち、記号（ｋ）が今回の制御タイミングにおいて検出又は算出されたデータであるとした場合、記号（ｋ−１）は前回の制御タイミングにおいて検出又は算出されたデータであることを示す。なお、以下の説明においては、記号（ｋ）を適宜、省略する。

次に、下記式（２）〜（５）に示すスライディングモード制御のアルゴリズムについて説明する。スライディングモード制御とは、制御量の収束速度を指定できる所謂応答指令型制御を発展させたものであり、制御量の目標値に対する追従速度と、外乱が印加された場合の制御量の収束速度を個別に指定できる制御である。

上記式（２）に示すように、制御入力Ｕ（ｋ）は、上記式（３）に示す到達則入力Ｕ_ＲＣＨ（ｋ）と、上記式（４）に示す適応則入力Ｕ_ＡＤＰ（ｋ）との和により算出される。
到達則入力Ｕ_ＲＣＨ（ｋ）は、偏差Ｅ（ｋ）を後述の切換直線上に載せるための入力であり、上記式（５）に示す切換関数σ（ｋ）に所定の到達則制御ゲインＫ_ＲＣＨを乗算することで算出される。
適応則入力Ｕ_ＡＤＰ（ｋ）は、モデル化誤差や外乱の影響を抑制し、偏差Ｅ（ｋ）を後述の切換直線に載せるための入力であり、切換関数σ（ｋ）の積分値に所定の適応則制御ゲインＫ_ＡＤＰを乗算することで算出される。

切換関数σ（ｋ）は、上記式（５）に示すように、今回制御時の偏差Ｅ（ｋ）と、前回制御時の偏差Ｅ（ｋ−１）に所定の切換関数設定パラメータＶＰＯＬＥを乗算したものとの和により算出される。

ここで、切換関数設定パラメータＶＰＯＬＥと、偏差Ｅ（ｋ）の収束速度との関係について説明する。
上記式（５）に示すように、横軸を前回制御時の偏差Ｅ（ｋ−１）とし、縦軸を今回制御時の偏差Ｅ（ｋ）と定義した位相平面内では、切換関数σ（ｋ）＝０を満たす偏差Ｅ（ｋ）及びＥ（ｋ−１）の組み合わせは、傾きが−ＶＰＯＬＥの直線となる。特にこの直線は、切換直線と呼ばれる。また、この切換直線上では、−ＶＰＯＬＥを１より小さく０より大きい値に設定することにより、Ｅ（ｋ−１）＞Ｅ（ｋ）となるので、偏差Ｅ（ｋ）は０に収束することとなる。スライディングモード制御は、この切換直線上における偏差Ｅ（ｋ）の振る舞いに着目した制御となっている。
すなわち、今回制御時の偏差Ｅ（ｋ）と前回制御時の偏差Ｅ（ｋ−１）との組み合わせが、この切換直線上に載るように制御を行うことで、外乱やモデル化誤差に対してロバストな制御を実現し、制御量をその目標値に対し過剰なオーバシュートすることなく収束させることができる。

目標過給圧Ｐ２ＣＭＤは、目標過給圧設定部４９により、エンジン１の運転状態に応じて適宜設定される。具体的には、目標過給圧Ｐ２ＣＭＤは、踏み込み量ＡＰに対応する要求トルクに応じて基本燃料量ＴＩ（具体的には、燃料噴射弁の開弁時間）を算出し、この基本燃料量ＴＩ及びエンジン回転数ＮＥに応じて設定される。また、この目標過給圧Ｐ２ＣＭＤは、基本燃料量ＴＩが増加するほど、またエンジン回転数ＮＥが高くなるほど大きくなるように設定される。したがって、アクセルペダルが踏み込まれる加速時においては、目標過給圧Ｐ２ＣＭＤはステップ上に増加する。

目標値リミッタ４４は、目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤに対し、所定のリミット値Ｐ３ＬＭＴを上限値とするリミット処理を施す。すなわち、算出された目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤが所定のリミット値Ｐ３ＬＭＴより大きい場合には、このリミット値Ｐ３ＬＭＴを目標上流側排気圧とする。

目標値フィルタ４５は、リミット処理が施された目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤに対し、以下に示すフィルタ処理を施す。具体的には、下記式（６）に示す一次遅れフィルタアルゴリズムにより、目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤのフィルタ値Ｐ３ＣＭＤＦを算出する。なお、下記式（６）において、Ｒは目標値フィルタ係数であり、−１から０の間において設定される。また以下では、特に混同のおそれが無い限り、目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤのフィルタ値Ｐ３ＣＭＤＦを、単に目標上流側排気圧という。

ベーン開度制御部４２は、排気圧制御器４６と、ベーン開度決定部４７と、を含んで構成され、実上流側排気圧Ｐ３が目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤに一致するように、ベーン開度ＶＯを制御する。
排気圧制御器４６は、上流側排気圧と下流側排気圧との比（Ｐ３／Ｐ４）を前後排気圧力比ＰＲとして、上述の実上流側排気圧Ｐ３が目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤＦに一致するように、前後排気圧力比ＰＲの目標値（以下、「目標前後排気圧力比」という）ＰＲＣＭＤを算出する。具体的には、実上流側排気圧Ｐ３と目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤＦとの偏差Ｅ（ｋ）を下記式（７）で定義し、この偏差Ｅ（ｋ）が０に収束するように、上記式（２）〜（５）に示すスライディングモード制御に基づいて制御入力Ｕを算出し、算出した制御入力Ｕを目標前後排気圧力比ＰＲＣＭＤに変換する。

ベーン開度決定部４７は、所定のタービンモデルに基づいて、算出された目標前後排気圧力比ＰＲＣＭＤに対応するベーン開度ＶＯを決定する。

図３は、各ベーン開度での流量特性を示す図であり、ベーン開度決定部により参照されるタービンモデルの具体例を示す図である。この図３において、横軸は前後排気圧力比ＰＲを示し、縦軸は修正流量Ｇを示す。流量特性とは、ベーン開度を一定に保った状態での前後排気圧力比ＰＲと修正流量Ｇとの関係を示すものである。図３には、ベーン開度ＶＯを１／６，２／６，３／６，４／６，５／６，６／６にした場合における流量特性のみを示す。

修正流量Ｇは、タービンホイールを駆動する排気の質量流量、すなわちタービンホイールを通過した排気の質量流量（以下、「タービン通過流量」という）ＭＴを、上流側排気温度Ｔ３及び上流側排気圧Ｐ３のもとで修正した流量を示す。この修正流量Ｇは、所定の定義式に基づいて、タービン通過流量ＭＴ、上流側排気温度Ｔ３、及び上流側排気圧Ｐ３に応じて算出される。

図３に示すように、ベーン開度を一定に保った状態では、前後排気圧力比ＰＲが大きくなるに従い、修正流量Ｇも大きくなる。また、どのベーン開度においても、前後排気圧力比が所定の値よりも大きくなると、修正流量Ｇは略一定となる。
また、図３に示すように、各ベーン開度における流量特性曲線の間隔は、ベーン開度が大きくなるに従い（可変ベーンが開き側になるに従い）、狭くなる。これは、可変ベーンの開き側での作動に対する過給圧及び上流側排気圧の変化は、絞り側での作動に対する過給圧及び上流側排気圧の変化よりも小さいことを示している。すなわち、ベーン開度は、過給圧や上流側排気圧に対し非線形な特性を有する。

図２に戻って、ベーン開度決定部４７では、以上のような前後排気圧力比、修正流量、及びベーン開度が関連付けられたタービンモデルに基づいて、目標前後排気圧力比ＰＲＣＭＤ及び修正流量Ｇに応じたベーン開度ＶＯを決定する。また、ベーン開度決定部４７により決定されたベーン開度ＶＯは、図示しない変換器により、この開度に対応するデューティ比Ｄｕｔｙの制御信号に変換された後、可変ベーン８４を駆動するアクチュエータに供給される。

次に、図４及び図５を参照して、目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤ及び目標過給圧Ｐ２ＣＭＤをステップ状に変化させた場合における実過給圧Ｐ２、実上流側排気圧Ｐ３、及びデューティ比Ｄｕｔｙの応答について説明する。
図４は、目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤをステップ状に変化させた場合の制御例を示すタイムチャートである。
図５は、目標過給圧Ｐ２ＣＭＤをステップ状に変化させた場合の制御例を示すタイムチャートである。
なお、これら図４及び図５に示す制御例は、ＥＧＲ弁を全閉、エンジン回転数を２０００［ｒｐｍ］、燃料噴射量を２０［ｍｇ／ｃｙｌ］一定にした状態での制御例を示す。

図４に示す制御例では、時刻ｔ１において、目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤを１．２［ｂａｒ］から１．６［ｂａｒ］までステップ状に変化させた場合を示す。このように目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤを急激に変化させた場合であっても、そのフィルタ値Ｐ３ＣＭＤＦは、一次遅れの応答を示し、時刻ｔ１から時刻ｔ３にかけて緩やかに変化する。

ベーン開度を表すデューティ比Ｄｕｔｙは、実上流側排気圧Ｐ３が目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤに一致するように、時刻ｔ１の直後の時刻ｔ２から制御が開始され、時刻ｔ４において約８０％に収束する。
このデューティ比Ｄｕｔｙの変化に伴い、実過給圧Ｐ２が変化しはじめ、時刻ｔ４において約１．３［ｂａｒ］に収束する。一方、実上流側排気圧Ｐ３は、目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤに対して過剰にオーバシュートすること無く、時刻ｔ５において約１．６［ｂａｒ］に収束する。

図５に示す制御例では、時刻ｔ１１において、目標過給圧Ｐ２ＣＭＤを１．１［ｂａｒ］から１．２５［ｂａｒ］までステップ状に変化させた場合を示す。
このような目標過給圧Ｐ２ＣＭＤの変化に応じて、実過給圧Ｐ２が目標過給圧Ｐ２ＣＭＤに一致するように、目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤ及びそのフィルタ値Ｐ３ＣＭＤＦが算出される。これら目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤ及びそのフィルタ値Ｐ３ＣＭＤＦは、時刻ｔ１１の直後の時刻ｔ１２から変化し始め、時刻ｔ１３において約１．５［ｂａｒ］に収束する。

デューティ比Ｄｕｔｙは、実上流側排気圧Ｐ３が目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤＦに一致するように、時刻ｔ１２から制御が開始され、時刻ｔ１４において約７６％に収束する。
このデューティ比Ｄｕｔｙの変化に伴い、実過給圧Ｐ２が変化しはじめ、時刻ｔ１４において実過給圧Ｐ２が約１．２［ｂａｒ］に収束する。一方、実上流側排気圧Ｐ３は、目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤに対して過剰にオーバシュートすること無く、時刻ｔ１５において約１．５［ｂａｒ］に収束する。

以上詳述したように、本実施形態によれば、実過給圧Ｐ２と実上流側排気圧Ｐ３との２つの制御出力に基づく２重のフィードバック制御、すなわちカスケード制御によりベーン開度ＶＯを制御する。上述のように、過給圧制御系では、ベーン開度ＶＯの変更に対する実過給圧Ｐ２の応答遅れが大きく、外乱に対する耐性が低い。このような過給圧制御系において、実過給圧Ｐ２に加えて、より即応性に優れた実上流側排気圧Ｐ３に基づくカスケード制御によりベーン開度ＶＯを制御することにより、外乱に対する応答性が良好な過給圧制御を行うことができる。
また、前後排気圧力比ＰＲと、ベーン開度ＶＯとを関連付けるタービンモデルに基づいて、実上流側排気圧Ｐ３が目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤと一致するようにベーン開度ＶＯを制御する。このようなタービンモデルに基づいてベーン開度ＶＯを制御することにより、ベーン開度特性の非線形性が補償された過給圧制御を行うことができる。

また、実上流側排気圧Ｐ３として、上流側排気圧センサ２２の検出値を用いることにより、外乱などに対してより即応性に優れた過給圧制御を行うことができる。また、制御精度も向上することができる。

また、ベーン開度ごとにおける前後排気圧力比ＰＲと修正流量Ｇとの関係が規定されたタービンモデルを用いて、目標前後排気圧力比ＰＲＣＭＤ及び修正流量Ｇに応じたベーン開度ＶＯを決定する。これにより、ベーン開度と過給圧や上流側排気圧との非線形性が補償された過給圧制御を行うことができる。

本実施形態では、ＥＣＵ４０が制御手段を構成し、可変ベーン８４及びウェストゲートバルブ８５が排気流量可変機構を構成し、上流側排気圧センサ２２が上流側排気圧力検出手段を構成し、下流側排気圧センサ２３が下流側排気圧力検出手段を構成する。

＜第２実施形態＞
以下、本発明の第２実施形態を、図面を参照して説明する。
以下の第２実施形態の説明にあたって、第１実施形態と同一構成要件については同一符号を付し、その説明を省略化又は簡略化する。

上述の第１実施形態では、可変ベーン８４の開度ＶＯを変更することにより、タービンホイール８１に吹き付けられる排気の流量を変化させた。これに対して本実施形態では、ウェストゲートバルブ８５の開度ＷＯを変更し、バイパス通路８６を流通する排気の流量を変更することにより、タービンホイール８１に吹き付けられる排気の流量を変化させる。

図７は、過給圧制御を実行するためのモジュールの構成を示すブロック図である。このモジュールの機能は、ＥＣＵ４０Ａで実行される処理により実現される。

ウェストゲートバルブ開度制御部４２Ａは、排気圧制御器４６と、ウェストゲートバルブ開度決定部４７Ａと、を含んで構成され、実上流側排気圧Ｐ３が目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤに一致するように、ウェストゲートバルブ開度ＷＯを制御する。

ウェストゲートバルブ開度決定部４７Ａは、所定のタービンモデルに基づいて、排気圧制御器４６により算出された目標前後排気圧力比ＰＲＣＭＤに対応するウェストゲートバルブ開度ＷＯを決定する。ここで、ウェストゲートバルブ開度決定部４７Ａにより参照されるタービンモデルは、上述の図３に示すタービンモデルと同様に、ウェストゲートバルブ開度ＷＯごとにおける前後排気圧力比ＰＲと修正流量Ｇとの関係が規定されたものが用いられる。

また、ウェストゲートバルブ開度決定部４７Ａにより決定されたウェストゲートバルブ開度ＷＯは、図示しない変換器により、この開度に対応するデューティ比Ｄｕｔｙの制御信号に変換された後、ウェストゲートバルブ８５を駆動するアクチュエータに供給される。

以上詳述したように、本実施形態によれば、第１実施形態と同様の効果を奏する。

＜第３実施形態＞
以下、本発明の第３実施形態を、図面を参照して説明する。
以下の第３実施形態の説明にあたって、第１実施形態及び第２実施形態と同一構成要件については同一符号を付し、その説明を省略化又は簡略化する。

図８は、本実施形態に係る内燃機関及び過給圧制御装置の構成を示す図である。
図８に示すように、本実施形態は、吸気管２のうちコンプレッサホイール８２の上流側の吸気圧（以下、「上流側吸気圧」という）Ｐ１を検出する上流側吸気圧センサ２７Ｂと、吸気管２のうちコンプレッサホイール８２の上流側の吸気温度（以下、「上流側吸気温度」という）Ｔ１を検出する上流側吸気温度センサ２８Ｂとをさらに備える点と、ＥＣＵ４０Ｂの構成が、第１、第２実施形態と異なる。

図９は、ＥＣＵ４０Ｂにより実現されるモジュールの構成のうち、目標上流側排気圧算出部４１Ｂの構成を示すブロック図である。
図９に示すように、本実施形態では、過給圧制御器４３Ｂの構成が第１、第２実施形態と異なる。

上述の第１、第２実施形態の過給圧制御器４３では、圧力を基準パラメータとして、実過給圧Ｐ２が目標過給圧Ｐ２ＣＭＤに一致するように、上流側排気圧Ｐ３のフィードバック制御が行われる。これに対して本実施形態の過給圧制御器４３Ｂでは、仕事率を基準パラメータとして、上流側排気圧Ｐ３のフィードバック制御を行う点が、第１、第２実施形態と異なる。

図１０は、コンプレッサホイールの仕事率ＷＣと、過給圧Ｐ２と上流側吸気圧Ｐ１の比（Ｐ２／Ｐ１）と、コンプレッサホイールを通過した吸気の質量流量（以下、「コンプレッサ通過流量」という）ＭＣとの関係を示す図である。
図１０に示すように、圧力比Ｐ２／Ｐ１が大きくなるに従い、またコンプレッサ通過流量ＭＣが大きくなるに従い、コンプレッサ仕事率ＷＣは大きくなる。

図１１は、タービンホイールの仕事率ＷＴと、下流側排気圧Ｐ４と上流側排気圧Ｐ３の比（Ｐ４／Ｐ３）と、タービン通過流量ＭＴとの関係を示す図である。
図１１に示すように、圧力比Ｐ４／Ｐ３が大きくなるに従い、またタービン通過流量ＭＴが大きくなるに従い、タービン仕事率ＷＴは大きくなる。

以上のようなコンプレッサ仕事率ＷＣと、圧力比Ｐ２／Ｐ１と、コンプレッサ通過流量ＭＣとの関係は、下記式（８）に示す一般式により表される。なお、下記式（８）において、η_Ｃはコンプレッサホイールの断熱効率を示し、Ｃ_Ｐは定圧比熱を示し、κは比熱比を示す。

また、タービン仕事率ＷＴと、圧力比Ｐ４／Ｐ３と、タービン通過流量ＭＴとの関係は、下記式（９）に示す一般式により表される。なお、下記式（９）において、η_Ｔはタービンホイールの断熱効率を示す。

図９に戻って、過給圧制御器４３Ｂの詳細な構成について説明する。
過給圧制御器４３Ｂは、目標コンプレッサ仕事率算出部４３１Ｂと、実コンプレッサ仕事率算出部４３２Ｂと、仕事率制御器４３３Ｂと、目標排気圧設定部４３４Ｂと、を含んで構成される。

目標コンプレッサ仕事率算出部４３１Ｂは、上述の一般式（８）に基づいて、目標過給圧Ｐ２ＣＭＤに応じた目標コンプレッサ仕事率ＷＣＣＭＤを算出する。より具体的には、下記式（１０）に示すように、目標過給圧Ｐ２ＣＭＤ、上流側吸気圧Ｐ１、コンプレッサ通過流量ＭＣ、及び上流側吸気温度Ｔ１に基づいて、目標コンプレッサ仕事率ＷＣＣＭＤを算出する。

実コンプレッサ仕事率算出部４３２Ｂは、目標コンプレッサ仕事率算出部４３１Ｂと同様に上記式（８）に基づいて、実過給圧Ｐ２に応じた実コンプレッサ仕事率ＷＣＥＳＴを算出する。より具体的には、下記式（１１）に示すように、実過給圧Ｐ２、上流側吸気圧Ｐ１、コンプレッサ通過流量ＭＣ、及び上流側吸気温度Ｔ１に基づいて、実コンプレッサ仕事率ＷＣＥＳＴを算出する。

仕事率制御器４３３Ｂは、実コンプレッサ仕事率ＷＣＥＳＴが目標コンプレッサ仕事率ＷＣＣＭＤに一致するように、タービンホイール仕事率の目標値（以下、「目標タービン仕事率」という）ＷＴＣＭＤを算出する。より具体的には、実コンプレッサ仕事率ＷＣＥＳＴと目標コンプレッサ仕事率ＷＣＣＭＤとの偏差が「０」となるように、例えばＰＩＤ（比例積分微分）制御により目標タービン仕事率ＷＴＣＭＤを算出する。

目標排気圧設定部４３４Ｂは、上述の一般式（９）に基づいて、目標タービン仕事率ＷＴＣＭＤに応じた目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤを算出する。より具体的には、下記式（１２）により、目標タービン仕事率ＷＴＣＭＤ、下流側排気圧Ｐ４、タービン通過流量ＭＴ、上流側排気温度Ｔ３に基づいて、目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤを算出する。

以上詳述したように、本実施形態によれば、実コンプレッサ仕事率ＷＣＥＳＴが目標コンプレッサ仕事率ＷＣＣＭＤに一致するように目標タービン仕事率ＷＴＣＭＤを算出し、さらに算出した目標タービン仕事率ＷＴＣＭＤに基づいて目標上流側排気圧Ｐ３ＣＭＤを算出する。

ここで、図１０中の破線で示す小流量動作領域と大流量動作領域におけるコンプレッサ仕事率ＷＣの変化率に着目する。圧力比Ｐ２／Ｐ１の変化に対するコンプレッサ仕事率ＷＣの変化は、図１０に示すように小流量動作領域よりも大流量動作領域の方が大きい。また、図１１に示すように、圧力比Ｐ４／Ｐ３の変化に対するタービン仕事率ＷＴの変化は、小流量動作領域よりも大流量動作領域の方が大きい。すなわち、ターボチャージャの各ホイールの仕事率ＷＣ，ＷＴと、各ホイールの前後圧力比Ｐ２／Ｐ１，Ｐ４／Ｐ３との間には、非線形な相関関係がある。

一方、ターボチャージャでは、タービンホイールの仕事をコンプレッサホイールの運動に変換することで、過給圧を適切な圧力に調整する。したがって、圧力を基準パラメータとして上流側排気圧Ｐ３のフィードバック制御を行うと、このような各ホイールの仕事率と前後圧力比との非線形特性は、フィードバックゲインを各ホイールの動作領域ごとに持ち替えることで実現される。しかしながら、このような持ち替えを行うためのマップを適切に設定するには、開発の段階において多くの適合工数が必要となるため、開発にかかるコストや時間が増加してしまうおそれがある。

これに対して、本実施形態によれば、上流側排気圧Ｐ３のフィードバック制御を行う際、実コンプレッサ仕事率ＷＣＥＳＴが目標コンプレッサ仕事率ＷＣＣＭＤに一致するようにすることで、すなわち各ホイールの動作に直接関わる仕事率を基準パラメータとしたフィードバック制御を行うことで、各ホイールの動作領域ごとにフィードバックゲインを持ち替える必要が無くなる。したがって、適合工数を増やすことなくターボチャージャの動作の非線形性を補償した制御を行うことができる。

また、実コンプレッサ仕事率ＷＣＥＳＴ及び目標コンプレッサ仕事率ＷＣＣＭＤを、それぞれ、実過給圧Ｐ２及び目標過給圧Ｐ２ＣＭＤから同じ式（８）に基づいて算出する。したがって、実コンプレッサ仕事率ＷＣＥＳＴを目標コンプレッサ仕事率ＷＣＣＭＤに一致させることで、実過給圧Ｐ２を目標過給圧Ｐ２ＣＭＤに一致させることができる。これにより、過給圧の制御精度を向上することができる。また、このように過給圧の制御精度を向上することにより、ＥＧＲ制御との干渉をさらに防止し、ＥＧＲ制御の制御精度を向上することができる。したがって、エミッションのばらつきを低減することも可能となる。

なお本発明は上述した実施形態に限るものではなく、種々の変形が可能である。
また、上述した実施形態では、前後排気圧力比とベーン開度とが関連付けられた図３に示すようなタービンモデルに基づいて、ベーン開度ＶＯを決定したが、これに限らない。例えば、上流側排気圧力とベーン開度とが関連付けられたタービンモデルに基づいて、ベーン開度ＶＯを決定してもよい。

また、上述した実施形態では、上流側排気圧センサ２２及び下流側排気圧センサ２３の検出値を実上流側排気圧Ｐ３及び実下流側排気圧Ｐ４として用いたが、これに限らない。例えば、実上流側排気圧Ｐ３及び実下流側排気圧Ｐ４として、排気系モデルやニューラルネットに基づいて推定したものを用いてもよい。

本発明の第１実施形態に係る内燃機関及びその過給圧制御装置の構成を示す図である。 前記実施形態に係る過給圧制御を実行するためのモジュールの構成を示すブロック図である。 前記実施形態に係るタービンマップの具体的な例を示す図である。 前記実施形態に係る目標上流側排気圧をステップ状に変化させた場合の制御例を示すタイムチャートである。 前記実施形態に係る目標過給圧をステップ状に変化させた場合の制御例を示すタイムチャートである。 内燃機関の燃焼室に供給される気体の成分を模式的に示す図である。 本発明の第２実施形態に係る過給圧制御を実行するためのモジュールの構成を示すブロック図である。 本発明の第３実施形態に係る内燃機関及び過給圧制御装置の構成を示す図である。 前記実施形態に係るＥＣＵにより実現されるモジュールの構成のうち、目標上流側排気圧算出部の構成を示すブロック図である。 コンプレッサ仕事率と圧力比とコンプレッサ通過流量との関係を示す図である。 タービン仕事率と圧力比とタービン通過流量との関係を示す図である。

符号の説明

１…エンジン（内燃機関）
２２…上流側排気圧センサ（上流側排気圧力検出手段）
２３…下流側排気圧センサ（下流側排気圧力検出手段）
４０，４０Ａ，４０Ｂ…電子制御ユニット（制御手段）
８…ターボチャージャ
８１…タービンホイール
８２…コンプレッサホイール
８４…可変ベーン
８５…ウェストゲートバルブ

Claims (7)

1. 内燃機関に吸入される空気を加圧するコンプレッサホイールと、当該コンプレッサホイールと連結され、前記内燃機関から排出された排気ガスが吹き付けられることで回転駆動するタービンホイールと、を有するターボチャージャと、
   前記タービンホイールに吹き付けられる排気の流量を変化させる排気流量可変機構と、を備える内燃機関の過給圧制御装置であって、
   前記排気流量可変機構は、開閉動作によりタービンホイールに流入する排気の入口面積を変更する可変ベーンを含み、
   前記タービンホイールの上流側の排気圧をタービン上流側排気圧とし、
   前記タービンホイールの上流側の排気圧と下流側の排気圧との比をタービン前後排気圧力比とし、
   実過給圧に基づいて算出された実コンプレッサ仕事率が目標過給圧に基づいて算出された目標コンプレッサ仕事率に一致するように目標タービン仕事率を算出し、当該算出した目標タービン仕事率と下流側排気圧とに基づいて、目標タービン上流側排気圧又は目標タービン前後排気圧力比を算出し、さらに、タービン上流側排気圧又はタービン前後排気圧力比と前記可変ベーンの開度とを関連付けるタービンモデルに基づいて、実タービン上流側排気圧又は実タービン前後排気圧力比が前記目標タービン上流側排気圧又は前記目標タービン前後排気圧力比と一致するように前記可変ベーンの開度を制御する制御手段を備えることを特徴とする内燃機関の過給圧制御装置。
2. 前記タービンホイールの上流側の排気圧を検出する上流側排気圧検出手段と、
   前記タービンホイールの下流側の排気圧を検出する下流側排気圧検出手段と、をさらに備え、
   前記制御手段は、前記実タービン上流側排気圧又は前記実タービン前後排気圧力比として、前記上流側排気圧検出手段及び前記下流側排気圧検出手段の検出値を用いることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の過給圧制御装置。
3. 前記タービンモデルは、前記可変ベーンの開度ごとにおけるタービン上流側排気圧又はタービン前後排気圧力比と修正流量との関係が規定されたものであり、
   前記制御手段は、前記タービンモデルを用いて目標タービン上流側排気圧又は前記目標タービン前後排気圧力比及び修正流量に応じた前記可変ベーンの開度を決定することを特徴とする請求項１又は２に記載の内燃機関の過給圧制御装置。
4. 内燃機関に吸入される空気を加圧するコンプレッサホイールと、当該コンプレッサホイールと連結され、前記内燃機関から排出された排気ガスが吹き付けられることで回転駆動するタービンホイールと、を有するターボチャージャと、
   前記タービンホイールに吹き付けられる排気の流量を変化させる排気流量可変機構と、を備える内燃機関の過給圧制御装置であって、
   前記排気流量可変機構は、前記タービンホイールの上流側と下流側とをバイパスするバイパス通路を開閉するウェストゲートバルブを含み、
   前記タービンホイールの上流側の排気圧をタービン上流側排気圧とし、
   前記タービンホイールの上流側の排気圧と下流側の排気圧との比をタービン前後排気圧力比とし、
   実過給圧に基づいて算出された実コンプレッサ仕事率が目標過給圧に基づいて算出された目標コンプレッサ仕事率に一致するように目標タービン仕事率を算出し、当該算出した目標タービン仕事率と下流側排気圧とに基づいて、目標タービン上流側排気圧又は目標タービン前後排気圧力比を算出し、さらに、タービン上流側排気圧又はタービン前後排気圧力比と前記ウェストゲートバルブの開度とを関連付けるタービンモデルに基づいて、実タービン上流側排気圧又は実タービン前後排気圧力比が前記目標タービン上流側排気圧又は前記目標タービン前後排気圧力比と一致するように前記ウェストゲートバルブの開度を制御する制御手段を備えることを特徴とする内燃機関の過給圧制御装置。
5. 前記タービンホイールの上流側の排気圧を検出する上流側排気圧検出手段と、
   前記タービンホイールの下流側の排気圧を検出する下流側排気圧検出手段と、をさらに備え、
   前記制御手段は、前記実タービン上流側排気圧又は前記実タービン前後排気圧力比として、前記上流側排気圧検出手段及び前記下流側排気圧検出手段の検出値を用いることを特徴とする請求項４に記載の内燃機関の過給圧制御装置。
6. 前記タービンモデルは、前記ウェストゲートバルブの開度ごとにおけるタービン上流側排気圧又はタービン前後排気圧力比と修正流量との関係が規定されたものであり、
   前記制御手段は、前記タービンモデルを用いて目標タービン上流側排気圧又は前記目標タービン前後排気圧力比及び修正流量に応じた前記ウェストゲートバルブの開度を決定することを特徴とする請求項４又は５に記載の内燃機関の過給圧制御装置。
7. 前記実コンプレッサ仕事率及び前記目標コンプレッサ仕事率は、それぞれ、実過給圧及び目標過給圧から同じ式に基づいて算出されることを特徴とする請求項１から６の何れかに記載の内燃機関の過給圧制御装置。

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