JP6008884B2 - 内燃機関のポンプ損失算出装置 - Google Patents

Description

本発明は、排気弁の開弁タイミングを変更可能な可変動弁機構を有する内燃機関のポンプ損失を算出する内燃機関のポンプ損失算出装置に関する。

内燃機関のポンプ損失を制御する従来の制御装置として、例えば特許文献１に記載されたものが知られている。この制御装置では、排気弁の開弁特性を変更する可変動弁機構と、吸気通路に設けられたスロットル弁とを制御することによって、内燃機関のポンプ損失が制御される。例えば、フューエルカット中、減速要求ありと判定された場合には、排気弁の開弁タイミング（ＥＶＯ）を膨張行程の中間付近よりも若干前に進角させるＥＶＯ進角制御と、スロットル弁を絞るスロットリング制御が、同時に実行される。

このＥＶＯ進角制御により、膨張行程の途中で排気弁が開弁し、筒内圧が大気圧まで急激に低下することによって、正の仕事量が大幅に減少し、ポンプ損失が相対的に増大する。また、スロットリング制御により、吸入行程における負圧が増大することによって、ポンプ損失が増大する。さらに、この制御装置では、ＥＶＯの進角によるポンプ損失とスロットリングによるポンプ損失との和が算出され、この和が目標値に達するまで、ＥＶＯ進角制御とスロットリング制御が継続される。これにより、必要なポンプ損失が得られ、減速要求に応じたエンジンブレーキ力が確保される。

特許第４６０９２７９号公報

内燃機関のポンプ損失は、気筒内のガスの圧縮・膨張によってなされた正の仕事量に対する損失として作用するため、ガスの圧縮・膨張によって発生する燃焼トルクが同じであっても、内燃機関から出力される正味のトルクは、ポンプ損失に応じて変化する。このため、内燃機関の出力トルクを用いた協調制御、例えば内燃機関から各車輪への駆動力の配分による車両のトラクションコントロールやスタビリティコントロールを行う際には、内燃機関のポンプ損失を高い精度で求めることが不可欠になる。

これに対し、上述した従来の制御装置では、ＥＶＯを進角側に制御することによって、内燃機関のポンプ損失を制御するにすぎない。また、ＥＶＯの進角によるポンプ損失を算出するものの、その具体的な算出方法についてはまったく示されておらず、内燃機関のポンプ損失を高い精度で求めることはできない。

本発明は、このような課題を解決するためになされたものであり、特に排気弁の開弁タイミングが変更された場合において、それに伴って変化するポンプ損失を反映させながら、内燃機関のポンプ損失を精度良く算出することができる内燃機関のポンプ損失算出装置を提供することを目的とする。

この目的を達成するために、請求項１に係る発明は、排気弁７の開弁タイミングＥＶＯを変更可能な可変動弁機構（実施形態における（以下、本項において同じ）排気側可変動弁機構６０）を有する内燃機関３のポンプ損失（ポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳ）を算出する内燃機関のポンプ損失算出装置であって、吸気圧ＰＩＮ及び排気圧ＰＥＸを取得する吸排気圧取得手段（吸気圧センサ３３、排気圧センサ３５）と、気筒３ａ内に存在するガスの量を筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬとして推定する筒内ガス量推定手段（ＥＣＵ２、図６のステップ１２）と、排気弁７の開弁タイミングＥＶＯを表す排気開弁タイミングパラメータ（排気位相ＣＡＥＸ）を検出する排気開弁タイミングパラメータ検出手段（排気位相センサ３１）と、内燃機関３の回転数ＮＥを検出する回転数検出手段（クランク角センサ３６）と、取得された吸気圧ＰＩＮ及び排気圧ＰＥＸに基づいて、内燃機関３のポンプ損失の基本量（ポンプ損失トルクの基本量ＴＲＱＬＳＳＢ）を算出する基本量算出手段（ＥＣＵ２、図６のステップ１１）と、を備え、基本量算出手段は、検出された内燃機関３の回転数ＮＥにさらに基づき、回転数ＮＥが高いほど、ポンプ損失の基本量をより大きな値に算出し（図６のステップ１１）、推定された筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬ、及び検出された排気開弁タイミングパラメータに基づき、内燃機関３のポンプ損失のうち、排気弁７の開弁タイミングＥＶＯの変更に伴って変化するポンプ損失を、排気押出し損失（排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣ）として算出する排気押出し損失算出手段（ＥＣＵ２、図６のステップ１３）をさらに備え、排気押出し損失算出手段は、内燃機関３の回転数ＮＥに応じた排気側の脈動の影響を反映するようにあらかじめ設定された内燃機関３の回転数ＮＥと排気押出し損失との関係に基づき、基本量算出手段による基本量の算出の場合とは異なる関係で、内燃機関３の回転数ＮＥに応じて排気押出し損失を算出し（図６のステップ１３）、算出された基本量及び押出し損失に基づいて、内燃機関３のポンプ損失を算出するポンプ損失算出手段（ＥＣＵ２、図６のステップ１４）をさらに備えることを特徴とする。

この内燃機関では、可変動弁機構によって排気弁の開弁タイミングが変更される。また、本発明のポンプ損失算出装置によれば、吸気圧及び排気圧を取得するとともに、取得された吸気圧及び排気圧に基づいて、内燃機関のポンプ損失の基本量が算出される。この基本量は、排気圧と吸気圧との圧力差に起因し、排気行程から吸入行程にわたる間に気筒内のガスがピストンに対してなす負の仕事量、すなわち、内燃機関のポンプ損失のうちの基本部分に相当するものであり、図９のＰＶ線図中の排気行程に対応するラインと吸入行程に対応するラインで囲まれた領域Ａの面積でほぼ表される。したがって、ポンプ損失の基本量を、取得された実際の吸気圧及び排気圧に基づき、精度良く算出することができる。

さらに、本発明によれば、ポンプ損失の基本量とは別個に、排気押出し損失が算出される。以下に述べるように、この排気押出し損失は、内燃機関のポンプ損失のうちの、排気弁の開弁タイミングの変更に伴って変化する、燃焼ガスを気筒から押し出すためのポンプ損失に相当する。すなわち、排気弁が膨張行程中の比較的早いタイミングで開弁する場合には、気筒からの燃焼ガスの排出がより早くから開始されるため、図９に実線で示すように、排気下死点（ＢＤＣ）において筒内圧は十分に低下しており、その状態で排気行程に移行するため、このときのポンプ損失は小さい。

これに対し、可変動弁機構による開弁タイミングの変更によって、排気弁が膨張行程中のより遅いタイミングで開弁する場合には、燃焼ガスの排出が遅れて開始されるため、排気ＢＤＣにおいて、気筒内により多量の燃焼ガスが残留する。このため、図９に破線で示すように、排気ＢＤＣにおいて、気筒内に多量の燃焼ガスによる比較的高い圧力が残留する。その結果、排気行程の初期においては、気筒内の高い圧力に抗して燃焼ガスを押し出すことが必要になり、その分、ポンプ損失が増大する。排気押出し損失は、このような排気弁の開弁タイミングの変更に伴って変化するポンプ損失に相当するものであり、図９のＰＶ線図中の排気行程の初期における、排気弁の異なる開弁タイミングに対応する２つのラインで囲まれた三角形状の領域Ｂの面積でほぼ表される。

上述した発生要因から、排気押出し損失は、排気弁の開弁タイミングに依存する。また、燃焼後に気筒内に存在するガス量が多いほど、排気ＢＤＣにおいて気筒内に残留するガス量及び圧力も大きくなるため、排気押出し損失は、筒内ガス量に依存する。このことは、無過給状態を示す図９（ａ）と過給状態を示す図９（ｂ）との比較からも明らかである。

以上の観点から、本発明によれば、気筒内に存在するガスの量を筒内ガス量として推定し、排気弁の開弁タイミングを表す排気開弁タイミングパラメータを検出するとともに、取得又は検出された２つのパラメータに基づいて、排気押出し損失を算出する。したがって、排気押出し損失に影響を及ぼす要因に適切に応じて、排気押出し損失を精度良く算出することができる。

そして、以上のように算出されたポンプ損失の基本量と排気押出し損失に基づいて、内燃機関のポンプ損失を最終的に算出するので、排気弁の開弁タイミングの変更に伴って変化する排気押出し損失を反映させながら、内燃機関のポンプ損失を精度良く算出することができる。

なお、内燃機関のポンプ損失を算出する場合、例えば、ポンプ損失に影響を及ぼす様々な要因（パラメータ）をすべて摘出し、摘出された多数のパラメータを用いた１つの多次元マップや１つのモデル式によって、ポンプ損失の全体量を一括して算出することが考えられる。しかし、前述したように、ポンプ損失のうちの基本に関わる部分と排気押出し損失とでは、その発生の原因、メカニズム及びタイミングが異なる。このため、ポンプ損失の全体量を一括して算出する手法では、多次元マップやモデル式を詳細に設定しても、その適合性に限界があり、ポンプ損失を精度良く算出することは困難である。

これに対し、本発明によれば、ポンプ損失をその基本部分と排気押出し損失に切り分け、それらに影響を及ぼす適切なパラメータをそれぞれ用いて、ポンプ損失の基本量と排気押出し損失を別個に算出した後、両者に基づいてポンプ損失を最終的に算出するので、内燃機関のポンプ損失の全体量を１つの多次元のマップやモデル式で一括して算出する場合と異なり、ポンプ損失を精度良く算出することができる。

また、一般に、内燃機関の回転数が高いほど、吸入行程の時間が短いことで、吸入行程における負圧が大きくなるため、ポンプ損失の基本量はより大きくなる。この構成によれば、内燃機関の回転数が高いほど、ポンプ損失の基本量をより大きな値に算出するので、基本量の算出精度をさらに高めることができる。

また、内燃機関の回転数によっては、排気側に脈動が発生し、気筒内に残留する燃焼ガスの量や圧力に影響を及ぼすため、内燃機関の回転数は、排気押出し損失に影響を及ぼす。このため、本構成によれば、排気押出し損失を内燃機関の回転数にさらに基づいて算出する。この場合、内燃機関の回転数に応じた排気側の脈動の影響を反映するようにあらかじめ設定された内燃機関の回転数と排気押出し損失との関係に基づき、上述した基本量の算出の場合とは異なる関係で、内燃機関の回転数に応じて排気押出し損失が算出される。

以上のように、内燃機関のポンプ損失の全体量を１つの多次元のマップやモデル式で一括して算出する場合と異なり、内燃機関の回転数という同じパラメータを用いつつ、その影響の仕方の相違を反映させながら、ポンプ損失の基本量及び排気押出し損失をそれぞれ別個に適切に算出でき、両者に基づき、ポンプ損失の全体量を適切に算出することができる。

請求項２に係る発明は、請求項１に記載の内燃機関のポンプ損失算出装置において、内燃機関３は、吸気を過給する過給機１０を有するとともに、吸気弁６及び排気弁７が同時に開弁するバルブオーバーラップ期間を有するように構成され、吸気弁６の開弁タイミングＩＶＯを表す吸気開弁タイミングパラメータ（吸気位相ＣＡＩＮ）を検出する吸気開弁タイミングパラメータ検出手段（吸気位相センサ３０）と、排気弁７の閉弁タイミングＥＶＣを表す排気閉弁タイミングパラメータ（排気位相ＣＡＥＸ）を検出する排気閉弁タイミングパラメータ検出手段（排気位相センサ３１）と、をさらに備え、筒内ガス量推定手段は、吸気圧ＰＩＮ、検出された吸気開弁タイミングパラメータ、及び検出された排気閉弁タイミングパラメータに基づいて、筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬを推定すること（図９のステップ１２）を特徴とする。

この構成では、内燃機関は、吸気を過給する過給機を有するとともに、吸気弁及び排気弁が同時に開弁するバルブオーバーラップ期間を有するように構成されている。また、吸気弁の開弁タイミングを表す吸気開弁タイミングパラメータと、排気弁の閉弁タイミングを表す排気閉弁タイミングパラメータを検出するとともに、ポンプ損失の補正量の算出に用いられる筒内ガス量を、検出された吸気圧、吸気開弁タイミングパラメータ及び排気閉弁タイミングパラメータに基づいて、推定する。

上記のように構成された内燃機関では、過給機による過給により、吸気圧が排気圧を上回っている状態で、バルブオーバーラップが生じることがあり、その場合には、ガスが吸気通路から気筒を介して排気通路側へ通過する掃気が発生する。このような掃気が発生すると、気筒内に存在する筒内ガス量は、吸気通路を流れるガス量とは一致しない。このため、吸気通路を流れるガス量を、例えば、エアフローセンサによる検出や、吸気通路に設けられたスロットル弁の上下流間に適用したノズル式による推定によって求めても、それらの検出値や推定値は、筒内ガス量を正しく表さない。

これに対し、この構成によれば、筒内ガス量の推定を、検出された吸気圧、吸気開弁タイミングパラメータ及び排気閉弁タイミングパラメータに基づいて行うので、掃気の有無や掃気量を適切に反映させながら、筒内ガス量を精度良く推定でき、それにより、排気押出し損失及び内燃機関のポンプ損失の算出精度をさらに高めることができる。

また、内燃機関が過給機を有する場合には、それによる過給によって気筒への吸気量が大きくなるのに伴い、気筒内に存在する燃焼ガス量が増大するとともに、過給機のタービンの上流側の排気圧も大きくなるため、排気押出し損失が大きく増大する傾向にある。このように排気押出し損失が大きく増大する場合にも、上記３つのパラメータに基づいて排気押出し損失を推定することで、高い推定精度を確保できるので、請求項１による効果を顕著に得ることができる。

本発明を適用した内燃機関を概略的に示す図である。 ポンプ損失算出装置を含む制御装置を示すブロック図である。 吸気側及び排気側可変動弁機構によって得られる吸気弁及び排気弁のバルブリフト曲線を示す図である。 内燃機関の燃焼トルク、ポンプ損失トルク及び軸トルクなどの関係を示す図である。 内燃機関の軸トルクの推定処理のメインフローを示すフローチャートである。 ポンプ損失トルクの算出処理のサブルーチンを示すフローチャートである。 図６の算出処理においてポンプ損失トルクの基本量の算出に用いられるマップである。 図６の算出処理において排気押出し損失の算出に用いられるマップである。 ポンプ損失の基本量及び排気押出し損失を説明するための、（ａ）無過給状態及び（ｂ）過給状態における気筒容積と筒内圧との関係を示すＰＶ線図である。

以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図１は、本発明を適用した内燃機関（以下「エンジン」という）３を示す。このエンジン３は、車両（図示せず）に搭載されたガソリンエンジンである。エンジン３のクランクシャフト３ｅには、エアコンディショナのコンプレッサやパワーステアリングなどの補機ＡＣＣや、変速機ＴＭが連結されており（図４参照）、エンジン３の動力は、補機ＡＣＣの駆動に用いられた後、変速機ＴＭに入力され、さらに駆動輪（図示せず）に伝達される。

エンジン３は、例えば４つの気筒３ａ（１つのみ図示）を有している。各気筒３ａのピストン３ｂとシリンダヘッド３ｃとの間には、燃焼室３ｄが形成されている。各気筒３ａの燃焼室３ｄには、吸気コレクタ部４ａを有する吸気マニホルド４ｂを介して、吸気通路４が接続されるとともに、排気コレクタ部５ａを有する排気マニホルド５ｂを介して、排気通路５が接続されている。

吸気マニホルド４ｂには燃料噴射弁４１（図２参照）が、シリンダヘッド３ｃには点火プラグ４２（図２参照）が、それぞれ気筒３ａごとに設けられている。燃料噴射弁４１からの燃料噴射量及び点火プラグ４２の点火時期は、後述するＥＣＵ２によって制御される。

また、吸気通路４及び排気通路５にそれぞれ連通する吸気ポート及びの排気ポートには、吸気弁６及び排気弁７がそれぞれ設けられている。吸気弁６は吸気側可変動弁機構５０によって駆動され、排気弁７は排気側可変動弁機構６０によって駆動される。

吸気側可変動弁機構５０は、クランクシャフト３ｅに対する吸気弁６の相対的な位相（以下「吸気位相」という）ＣＡＩＮを無段階に変更することによって、吸気弁６の開弁タイミングＩＶＯ及び閉弁タイミングＩＶＣを、開角期間が一定の状態で無段階に変更するものであり、位相制御モータ５１（図２参照）などを備えている。位相制御モータ５１は、ＥＣＵ２からの制御信号に応じて、クランクシャフト３ｅに対して吸気カムシャフト（図示せず）を相対的に回転させることにより、吸気位相ＣＡＩＮを所定の範囲で無段階に変更する。

排気側可変動弁機構６０は、吸気側可変動弁機構５０と同様に構成され、クランクシャフト３ｅに対する排気弁７の相対的な位相（以下「排気位相」という）ＣＡＥＸを無段階に変更することによって、排気弁７の開弁タイミングＥＶＯ及び閉弁タイミングＥＶＣを、開角期間が一定の状態で無段階に変更するものであり、位相制御モータ６１（図２参照）などを備えている。位相制御モータ６１は、ＥＣＵ２からの制御信号に応じて、クランクシャフト３ｅに対して排気カムシャフト（図示せず）を相対的に回転させることにより、排気位相ＣＡＥＸを所定の範囲で無段階に変更する。

図３は、吸気側及び排気側可変動弁機構５０、６０によって設定される吸気弁６及び排気弁７のバルブタイミングを示す。なお、本実施形態では、吸気弁６及び排気弁７の開閉のタイミングは、それらのリフト量が０に近い微小な所定量Ｌ０（例えば１ｍｍ）に達したタイミングと定義されている。

同図に示すように、吸気弁６は、実線で示す最遅角タイミングと一点鎖線で示す最進角タイミングを含む、両タイミング間の任意のタイミングで開閉し、排気弁７は、実線で示す最進角タイミングと一点鎖線で示す最遅角タイミングを含む、両タイミング間の任意のタイミングで開閉する。また、吸気位相ＣＡＩＮが進角側に制御されるとともに、排気位相ＣＡＥＸが遅角側に制御されたときには、吸入行程の開始時の吸気ＴＤＣ付近において、吸気弁６及び排気弁７が同時に開弁するバルブオーバーラップが生成され、このバルブオーバーラップによって内部ＥＧＲが得られる。

また、吸気側及び排気側可変動弁機構５０、６０の位相制御モータ５１、６１には、吸気位相センサ３０及び排気位相センサ３１がそれぞれ設けられている（図２参照）。両位相センサ３０、３１は、位相制御モータ５１、６１の回転角度を介して、吸気位相ＣＡＩＮ、排気位相ＣＡＥＸをそれぞれ検出し、その検出信号をＥＣＵ２に出力する。

前述したように、吸気弁６及び排気弁７の開角期間は一定であるので、検出された吸気位相ＣＡＩＮから、そのときの吸気弁６の開弁タイミングＩＶＯ及び閉弁タイミングＩＶＣが一義的に定まり、検出された排気位相ＣＡＥＸから、そのときの排気弁７の開弁タイミングＥＶＯ及び閉弁タイミングＥＶＣが一義的に定まる。すなわち、吸気位相ＣＡＩＮは、吸気弁６の開弁及び閉弁タイミングＩＶＯ、ＩＶＣのいずれをも表すパラメータであり、排気位相ＣＡＥＸは、排気弁７の開弁及び閉弁タイミングＥＶＯ、ＥＶＣのいずれをも表すパラメータである。

図１に戻り、吸気通路４の吸気コレクタ部４ａよりも上流側には、スロットル弁８が設けられている。スロットル弁８は、ＤＣモータなどで構成されたＴＨアクチュエータ９に連結されている。スロットル弁８の開度は、ＴＨアクチュエータ９に供給される電流をＥＣＵ２で制御することによって制御され、それにより、燃焼室３ｄに吸入される吸気量が調整される。

また、エンジン３には、吸気を過給するためのターボチャージャ式の過給機１０が設けられている。この過給機１０は、吸気通路４のスロットル弁８よりも上流側に設けられたコンプレッサ１１と、排気通路５のコレクタ部５ａよりも下流側に設けられたタービン１２と、コンプレッサ１１及びタービン１２を一体に連結するシャフト１３を有している。過給機１０は、タービン１２が排ガスで回転駆動されるのに伴い、それと一体のコンプレッサ１１が回転し、吸気通路６内の吸気を加圧することによって、過給動作を行う。吸気通路４のコンプレッサ１１よりも下流側には、加圧された吸気を冷却するためのインタークーラ１５が設けられている。

また、排気通路５には、タービン１２を迂回するバイパス通路１６が設けられ、このバイパス通路１６には、ウェイストゲートバルブ１７（以下「ＷＧＶ１７」という）が設けられている。ＷＧＶ１７は、ＤＣモータなどで構成されたＷＧＶアクチュエータ１８に、連結部材１９を介して連結されている。ＷＧＶ１７の開度は、ＷＧＶアクチュエータ１８に供給される電流をＥＣＵ２で制御することによって制御され、それにより、バイパス通路１６を流れる排ガスの量を調整し、タービン１２の駆動力を調整することによって、過給機１０による過給圧が制御される。

さらに、エンジン３には、排気通路５に排出された排ガスの一部を吸気通路４に還流させるためのＥＧＲ装置２０が設けられている。ＥＧＲ装置２０は、ＥＧＲ通路２１と、ＥＧＲ通路２１に設けられたＥＧＲ制御弁２２及びＥＧＲクーラ２３などで構成されている。ＥＧＲ通路２１は、排気通路５の排気コレクタ部５ａと吸気通路４の吸気コレクタ部４ａに接続されている。

ＥＧＲ制御弁２２は、ＤＣモータなどで構成されたＥＧＲアクチュエータ２４に連結されている。ＥＧＲ制御弁２２の開度は、ＥＧＲアクチュエータ２４に供給される電流をＥＣＵ２で制御することによって制御され、それにより、排気通路５から吸気通路４に還流する排ガスの量（ＥＧＲ量）が制御される。ＥＧＲクーラ２３は、エンジン３の冷却水を利用し、ＥＧＲ通路２１を流れる高温の排ガスを冷却する。

また、吸気通路４のスロットル８よりも上流側にはエアフローセンサ３２が、吸気コレクタ部４ａには、吸気圧センサ３３及び吸気温センサ３４が、排気コレクタ部５ａには排気圧センサ３５が、それぞれ設けられている。エアフローセンサ３２は吸気量ＧＡＩＲを検出し、吸気圧センサ３３はスロットル弁８の下流側における吸気圧ＰＩＮを検出し、吸気温センサ３４は吸気温ＴＡを検出し、排気圧センサ３５は排気圧ＰＥＸを検出する。それらの検出信号はＥＣＵ２に入力される。

クランクシャフト３ｅには、クランク角センサ３６が設けられている。クランク角センサ３６は、クランクシャフト３ｅの回転に伴い、所定のクランク角（例えば３０°）ごとに、パルス信号であるＣＲＫ信号をＥＣＵ２に出力する。ＥＣＵ２は、このＣＲＫ信号に基づき、エンジン３の回転数（以下「エンジン回転数」という）ＮＥを算出する。

また、ＥＣＵ２には、水温センサ３７から、エンジン３の冷却水の温度（以下「エンジン水温」という）ＴＷを表す検出信号が、油温センサ３８から、エンジン３を潤滑する潤滑油の温度（以下「油温」という）ＴＯＩＬを表す検出信号が、アクセル開度センサ３９から、車両のアクセルペダルの開度ＡＰを表す検出信号が、それぞれ入力される。

ＥＣＵ２は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ及びＩ／Ｏインターフェース（いずれも図示せず）などから成るマイクロコンピュータで構成されている。ＥＣＵ２は、入力された各種のセンサ３０〜３９からの検出信号などに応じて、エンジン３の運転状態を判別する。また、その判別結果に応じて、図２の右側に示される各種のデバイスに駆動信号を出力することによって、エンジン３の動作を制御するための各種の制御処理を実行する。本実施形態では、ＥＣＵ２が、筒内ガス量推定手段、基本量算出手段、排気押出し損失算出手段、及びポンプ損失算出手段に相当する。

次に、図４〜図８を参照しながら、ＥＣＵ２で実行される、エンジン３の軸トルクＴＲＱＣＲＫＥＮＧを推定する軸トルク推定処理について説明する。この軸トルクＴＲＱＣＲＫＥＮＧは、エンジン３から変速機ＴＭ側に出力される正味のトルクであり、車両のトラクションコントロールやスタビリティコントロールなどの協調制御に用いられる。図４に示すように、軸トルクＴＲＱＣＲＫＥＮＧは、エンジン３での燃焼によって発生する燃焼トルクＴＲＱＢＲＮＥＮＧから、ポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳ、エンジンフリクショントルクＴＲＱＦＲＥＮＧ、及び補機フリクショントルクＴＲＱＦＲＡＣＣを減算することによって、算出される。

ここで、ポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳは、燃焼サイクル中のポンプ損失によって失われるトルク、エンジンフリクショントルクＴＲＱＦＲＥＮＧは、エンジン３においてピストン３ｂと気筒３ａの内壁面との間のフリクションなどによって失われるトルク、補機フリクショントルクＴＲＱＦＲＡＣＣは、補機ＡＣＣを駆動するのに消費され、失われるトルクである。

図５は、軸トルク推定処理のメインフローであり、所定時間ごとに繰り返し実行される。本処理は、上述した図４の流れに沿うものであり、ステップ１（「Ｓ１」と図示。以下同じ）では、燃焼トルクＴＲＱＢＲＮＥＮＧを算出する。その算出は、例えば、後述する筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬや、バルブオーバーラップによって得られる内部ＥＧＲ率、ＭＢＴからの点火時期のリタード量などに基づいて行われる。

次に、ポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳを算出する（ステップ２）。その算出処理の詳細については、後述する。

次に、エンジンフリクショントルクＴＲＱＦＲＥＮＧを算出する（ステップ３）。その算出は、例えば、検出されたエンジン回転数ＮＥ、エンジン水温ＴＷ及び油温ＴＯＩＬなどに応じて行われる。次に、補機フリクショントルクＴＲＱＦＲＡＣＣを算出する（ステップ４）。その算出は、例えば、補機ＡＣＣの作動の有無及び負荷に基づくとともに、エンジン回転数ＮＥや吸気温ＴＡなどに応じて行われる。

最後に、ステップ１で算出された燃焼トルクＴＲＱＢＲＮＥＮＧから、ステップ２〜４で算出された３つのトルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳ、ＴＲＱＦＲＥＮＧ及びＴＲＱＦＲＡＣＣを減算した値を、エンジン３の軸トルクＴＲＱＣＲＫＥＮＧとして推定し（ステップ５）、本処理を終了する。

図６は、上記ステップ２で実行されるポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳの算出処理のサブルーチンである。本処理では、まずステップ１１において、検出された排気圧ＰＥＸ、吸気圧ＰＩＮ及びエンジン回転数ＮＥに基づき、図７に示すようなマップを検索することによって、ポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳの基本量ＴＲＱＬＳＳＢを算出する（ステップ１１）。

この基本量ＴＲＱＬＳＳＢは、エンジン３のポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳのうち、排気圧ＰＥＸと吸気圧ＰＩＮとの圧力差に起因し、排気行程から吸気行程にわたる間に発生するポンプ損失（図９の領域Ａ）に相当する。このため、図７のマップでは、基本量ＴＲＱＬＳＳＢは、排気圧ＰＥＸと吸気圧ＰＩＮとの圧力差ΔＰが大きいほど、より大きな値に設定されている。

なお、図７は、エンジン回転数ＮＥ＝所定回転数ＮＥｘのときのマップを例示したものであり、図示しないが、実際には、複数の所定回転数ＮＥ１〜ＮＥｎにそれぞれ対応する複数のマップが用意されている。これらのいずれのマップにおいても、基本量ＴＲＱＬＳＳＢは、圧力差ΔＰに対し、図７と同様の傾向で設定されている。また、基本量ＴＲＱＬＳＳＢは、複数のマップの間では、エンジン回転数ＮＥが高いほど、吸入行程の時間が短いことで、吸入行程における負圧が大きくなるため、より大きな値に設定されている。

次に、ステップ１２において、検出された吸気圧ＰＩＮ、吸気位相ＣＡＩＮ、排気位相ＣＡＥＸ及びエンジン回転数ＮＥに基づき、図示しないマップを検索することによって、筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬを算出する。

この筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬは、後述する排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣの算出に用いられるため、気筒３ａに吸気されるガス量ではなく、気筒３ａ内に実際に存在するガスの量として把握されるべきものである。また、吸気圧ＰＩＮは、過給機１０によって過給された吸気の圧力を表し、エンジン回転数ＮＥは吸気の速度を表し、また、前述したように、吸気位相ＣＡＩＮ及び排気位相ＣＡＥＸは、吸気弁６の開弁タイミングＩＶＯ及び排気弁７の閉弁タイミングＥＶＣを表す。

したがって、上記の４つのパラメータに基づき、筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬを算出することによって、過給機１０による過給により吸気圧ＰＩＮが排気圧ＰＥＸを上回っている状態で、吸気弁６と排気弁７とのバルブオーバーラップが生じている場合においても、吸気通路４から気筒３ａを介して排気通路５側へ通過する掃気量を反映させながら、筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬを精度良く算出することができる。

次に、ステップ１３において、上記のように算出された筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬと、排気位相ＣＡＥＸ及びエンジン回転数ＮＥに基づき、図８に示すようなマップを検索することによって、排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣを算出する。この排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣは、エンジン３のポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳのうち、排気弁７の開弁タイミングＥＶＯの変更に伴って変化し、排気行程の初期に発生するポンプ損失（図９の領域Ｂ）に相当する。

図８のマップでは、排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣは、筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬが大きいほど、また排気位相ＣＡＥＸが遅角側にあるほど、排気ＢＤＣにおいて気筒３ａ内に残留するガスの量が多くなるため、より大きな値に設定されている。

なお、図８は、エンジン回転数ＮＥ＝所定回転数ＮＥｘのときのマップを例示したものであり、図示しないが、実際には、複数の所定回転数ＮＥ１〜ＮＥｎにそれぞれ対応する複数のマップが用意されている。これらのいずれのマップにおいても、排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣは、筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬ及び排気位相ＣＡＥＸに対し、図８と同様の傾向で設定されている。

また、排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣは、複数のマップの間では、実験結果などに基づいてあらかじめ求められた、エンジン回転数ＮＥに応じた排気側の脈動の影響を反映するように設定されている。

次に、ステップ１４において、ステップ１１で算出された基本量ＴＲＱＬＳＳＢに、ステップ１３で算出された排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣを加算することによって、エンジン３のポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳを算出し、本処理を終了する。

以上のように、本実施形態によれば、検出された吸気圧ＰＩＮ及び排気圧ＰＥＸに基づき、エンジン３のポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳのうち、排気圧ＰＥＸと吸気圧ＰＩＮとの圧力差に起因し、排気行程から吸入行程にわたる間に発生するポンプ損失の基本部分に相当する基本量ＴＲＱＬＳＳＢを算出する。また、この基本量ＴＲＱＬＳＳＢとは別個に、筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬ、排気位相ＣＡＥＸ及びエンジン回転数ＮＥに基づき、ポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳのうち、排気弁７の開弁タイミングＥＶＯの変更に伴って変化し、排気行程の初期に発生する排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣを算出する。

そして、算出された基本量ＴＲＱＬＳＳＢと排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣを加算することによって、エンジン３のポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳを最終的に算出する。

以上のように、エンジン３のポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳを、その基本量ＴＲＱＬＳＳＢと排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣに切り分け、両者をそれらに影響を及ぼす適切なパラメータをそれぞれ用いて算出する。したがって、エンジン３のポンプ損失トルクの全体量を１つの多次元のマップやモデル式で一括して算出する場合と異なり、排気弁７の開弁タイミングＥＶＣの変更に伴って変化する排気押出し損失を反映させながら、ポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳを精度良く算出することができる。

また、基本量ＴＲＱＬＳＳＢ及び排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣをそれぞれエンジン回転数ＮＥにさらに基づいて算出するとともに、前者を算出する際には、エンジン回転数ＮＥが高いほど、基本量ＴＲＱＬＳＳＢをより大きな値に設定するのに対し、後者を算出する際には、エンジン回転数ＮＥに応じた排気側の脈動の影響を反映するように、排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣを設定する。

したがって、エンジン３のポンプ損失トルクの全体量を１つの多次元のマップやモデル式で一括して算出する場合と異なり、エンジン回転数ＮＥという同じパラメータを用いつつ、その影響の仕方の相違を反映させながら、基本量ＴＲＱＬＳＳＢ及び排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣをそれぞれ別個に適切に算出でき、両者に基づき、エンジン３のポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳの全体量を適切に算出することができる。

さらに、筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬを、吸気圧ＰＩＮ、吸気位相ＣＡＩＮ、排気位相ＣＡＥＸ及びエンジン回転数ＮＥに基づいて算出する。したがって、過給機１０による過給により吸気圧ＰＩＮが排気圧ＰＥＸを上回っている状態で、バルブオーバーラップにより吸気通路４から排気通路５側への掃気が発生している場合でも、掃気量を反映させながら、筒内ガス量ＧＡＩＲＣＹＬを精度良く算出でき、ひいては排気押出し損失トルクＴＲＱＬＳＳＣ及びポンプ損失トルクＴＲＱＰＭＰＬＳＳを精度良くすることができる。

なお、本発明は、説明した実施形態に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、実施形態では、排気圧ＰＥＸを、排気圧センサ３５による検出によって取得しているが、他の適当な取得手段、例えば、排気の温度、過給機１０のタービン１２の下流側の圧力やＷＧＶ１７の開度などからの推定によって取得してもよい。

さらに、実施形態は、本発明を車両用のガソリンエンジンに適用した例であるが、本発明は、これに限らず、ガソリンエンジン以外のディーゼルエンジンなどの各種のエンジンに適用してもよく、また、車両用以外のエンジン、例えば、クランクシャフトを鉛直に配置した船外機などのような船舶推進機用エンジンにも適用可能である。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。

２ ＥＣＵ（筒内ガス量推定手段、基本量算出手段、排気押出し損失算出手段、ポンプ 損失算出手段）
３ エンジン（内燃機関）
３ａ 気筒
６ 吸気弁
７ 排気弁
１０ 過給機
３０ 吸気位相センサ（吸気開弁タイミングパラメータ検出手段）
３１ 排気位相センサ（排気開弁タイミングパラメータ検出手段、排気閉弁タイミング パラメータ検出手段）
３３ 吸気圧センサ（吸排気圧取得手段）
３５ 排気圧センサ（吸排気圧取得手段）
３６ クランク角センサ（回転数検出手段）
６０ 排気側可変動弁機構（可変動弁機構）
ＮＥ エンジン回転数（内燃機関の回転数）
ＥＶＯ 排気弁の開弁タイミング
ＥＶＣ 排気弁の閉弁タイミング
ＩＶＯ 吸気弁の開弁タイミング
ＣＡＥＸ 排気位相（排気開弁タイミングパラメータ、排気閉弁タイミングパ ラメータ）
ＣＡＩＮ 吸気位相（吸気開弁タイミングパラメータ）
ＰＥＸ 排気圧
ＰＩＮ 吸気圧
ＧＡＩＲＣＹＬ 筒内ガス量
ＴＲＱＰＭＰＬＳＳ ポンプ損失トルク（ポンプ損失）
ＴＲＱＬＳＳＢ ポンプ損失トルクの基本量（ポンプ損失の基本量）
ＴＲＱＬＳＳＣ 排気押出し損失トルク（排気押出し損失）

Claims (2)

1. 排気弁の開弁タイミングを変更可能な可変動弁機構を有する内燃機関のポンプ損失を算出する内燃機関のポンプ損失算出装置であって、
   吸気圧及び排気圧を取得する吸排気圧取得手段と、
   気筒内に存在するガスの量を筒内ガス量として推定する筒内ガス量推定手段と、
   前記排気弁の開弁タイミングを表す排気開弁タイミングパラメータを検出する排気開弁タイミングパラメータ検出手段と、
   前記内燃機関の回転数を検出する回転数検出手段と、
   前記取得された吸気圧及び排気圧に基づいて、前記内燃機関のポンプ損失の基本量を算出する基本量算出手段と、を備え、
   前記基本量算出手段は、前記検出された内燃機関の回転数にさらに基づき、当該回転数が高いほど、前記ポンプ損失の基本量をより大きな値に算出し、
   前記推定された筒内ガス量、及び前記検出された排気開弁タイミングパラメータに基づき、前記内燃機関のポンプ損失のうち、前記排気弁の開弁タイミングの変更に伴って変化するポンプ損失を、排気押出し損失として算出する排気押出し損失算出手段をさらに備え、
   当該排気押出し損失算出手段は、前記内燃機関の回転数に応じた排気側の脈動の影響を反映するようにあらかじめ設定された前記内燃機関の回転数と前記排気押出し損失との関係に基づき、前記基本量算出手段による前記基本量の算出の場合とは異なる関係で、前記内燃機関の回転数に応じて前記排気押出し損失を算出し、
   前記算出された基本量及び排気押出し損失に基づいて、前記内燃機関のポンプ損失を算出するポンプ損失算出手段をさらに備えることを特徴とする内燃機関のポンプ損失算出装置。
2. 前記内燃機関は、吸気を過給する過給機を有するとともに、吸気弁及び前記排気弁が同時に開弁するバルブオーバーラップ期間を有するように構成され、
   前記吸気弁の開弁タイミングを表す吸気開弁タイミングパラメータを検出する吸気開弁タイミングパラメータ検出手段と、
   前記排気弁の閉弁タイミングを表す排気閉弁タイミングパラメータを検出する排気閉弁タイミングパラメータ検出手段と、をさらに備え、
   前記筒内ガス量推定手段は、前記吸気圧、前記検出された吸気開弁タイミングパラメータ、及び前記検出された排気閉弁タイミングパラメータに基づいて、前記筒内ガス量を推定することを特徴とする、請求項１に記載の内燃機関のポンプ損失算出装置。

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