WO2013031919A1 - 過給機の制御装置 - Google Patents

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WO2013031919A1
WO2013031919A1 PCT/JP2012/072061 JP2012072061W WO2013031919A1 WO 2013031919 A1 WO2013031919 A1 WO 2013031919A1 JP 2012072061 W JP2012072061 W JP 2012072061W WO 2013031919 A1 WO2013031919 A1 WO 2013031919A1
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compressor
control device
inlet
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PCT/JP2012/072061
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祐吉 林
Original Assignee
ダイムラー・アクチェンゲゼルシャフト
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    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D41/0007—Controlling intake air for control of turbo-charged or super-charged engines
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a control device for controlling a supercharger mounted on a vehicle.
  • a technology in which a supercharger is installed in an intake system of an engine, and the engine output is improved by pumping the intake air compressed by the supercharger to a cylinder.
  • the rotational shaft of the compressor in the intake passage is connected to the rotational shaft of the turbine in the exhaust passage, and the rotational force of the turbine is used as the driving force of the compressor.
  • the rotation of the crankshaft is mechanically transmitted to the compressor and the intake air is pumped.
  • a turbocharger has been developed in which the rotation efficiency and rotation speed of a compressor for a predetermined driving force are variable.
  • a variable turbocharger that can change the rotation speed of the compressor while the exhaust pressure is constant, an electric supercharger that assists the rotation of the compressor using an electric motor, and the like.
  • Some turbochargers in which the rotational speed of the compressor is variably controlled are provided with a rotational speed sensor in order to improve controllability and responsiveness.
  • a rotation speed detection sensor is provided in an induction motor built in a turbocharger, and the rotation speed of a compressor is grasped based on a pickup signal output at a time interval corresponding to the actual speed of the induction motor. Things are listed.
  • turbochargers are likely to become hot due to exhaust heat, and it is necessary to use sensors with high heat resistance and durability.
  • Patent Document 2 describes a method for estimating and calculating the shaft rotation speed of a turbocharger based on a pressure ratio between an inlet pressure and an outlet pressure of a compressor.
  • the relationship between the pressure ratio and the shaft rotation speed is stored in advance as a map, and the shaft rotation speed is calculated based on this map and the estimated value of the pressure ratio.
  • the actual rotational speed of the compressor cannot be expressed as a function using only the pressure ratio between the inlet pressure and the outlet pressure of the compressor as a parameter.
  • the inlet pressure is gradually decreased, in order to keep the pressure ratio constant, it is necessary to increase the rotation speed of the compressor and increase the air flow rate.
  • the temperature of the intake air rises, it is necessary to further increase the rotation speed of the compressor in order to keep the pressure ratio constant. Therefore, it is not possible to accurately estimate the rotation speed with a function using only the pressure ratio as a parameter.
  • the present invention has been devised in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a supercharger control device capable of accurately estimating the rotation speed of a compressor.
  • the present invention is not limited to this purpose, and is a function and effect derived from each configuration shown in the embodiments for carrying out the invention described later, and other effects of the present invention are to obtain a function and effect that cannot be obtained by conventional techniques. Can be positioned.
  • a supercharger control device disclosed herein is a supercharger control device mounted in an intake system of an internal combustion engine, and detects a flow rate of air sucked into a compressor of the supercharger. Detecting means; pressure ratio calculating means for calculating a ratio of outlet pressure to inlet pressure of the compressor as an air supply pressure ratio; and the air flow rate detected by the flow rate detecting means and the pressure ratio calculating means. Estimation means for estimating the rotational speed of the compressor based on the supply air pressure ratio.
  • the compressor is provided on the intake passage and pumps intake air introduced into the internal combustion engine.
  • the inlet pressure is the pressure of air flowing into the compressor (ie, upstream pressure)
  • the outlet pressure is the pressure of air after passing through the compressor (ie, downstream pressure).
  • the apparatus may further include an inlet temperature acquisition unit that acquires an inlet temperature of the compressor, and the estimation unit may correct the rotation speed of the compressor based on the inlet temperature acquired by the inlet temperature acquisition unit.
  • the inlet temperature is the temperature of air sucked into the compressor, for example, the temperature in the intake passage immediately upstream of the compressor, or a temperature correlated therewith.
  • the flow rate detection means detects the air flow rate as a mass flow rate
  • the estimation means converts the mass flow rate into a volume flow rate based on the inlet temperature and the inlet pressure, and the volume It is preferable to estimate the rotational speed of the compressor using the flow rate.
  • the atmospheric pressure detecting means for detecting the atmospheric pressure, and the atmospheric pressure and the flow rate detected by the atmospheric pressure detecting means
  • the apparatus includes an inlet pressure estimation unit that estimates the inlet pressure based on the air flow rate detected by the unit.
  • the inlet pressure estimation means estimates a first pressure loss that is a pressure loss of an intake system upstream of the compressor based on the air flow rate, and the first pressure loss from the atmospheric pressure. Is preferably estimated as the inlet pressure.
  • the first pressure loss is a pressure loss between the inlet of the intake passage and the inlet of the compressor.
  • the inlet pressure estimation means estimates the inlet pressure using a correlation among the atmospheric pressure, the air flow rate, and the first pressure loss that is preset for each vehicle type having a different intake system structure. It is preferable to do.
  • the intake manifold pressure detection means for detecting the intake manifold pressure of the internal combustion engine, and the intake manifold pressure detected by the intake manifold pressure detection means
  • an outlet pressure estimating means for estimating an outlet pressure of the compressor based on the air flow rate detected by the flow rate detecting means.
  • the outlet pressure estimation means estimates a second pressure loss that is a pressure loss of the intake system downstream of the compressor based on the air flow rate, and the second pressure loss and the intake manifold pressure Is preferably estimated as the outlet pressure.
  • the second pressure loss is a pressure loss between the outlet of the compressor and the intake manifold.
  • an intake manifold temperature detection unit that detects an intake manifold temperature of the internal combustion engine is provided, and the outlet pressure estimation unit calculates an estimated value of the outlet pressure based on the intake manifold temperature detected by the intake manifold temperature detection unit. It is preferable to correct.
  • the rotation speed of the compressor is accurately estimated by using the supply air pressure ratio and the air flow rate as compared with the calculation using only the supply air pressure ratio. can do.
  • the rotational speed sensor and the angular speed sensor of the compressor can be eliminated, and the cost can be reduced.
  • the reliability of control can be improved by using the rotational speed estimation calculation as a backup for each sensor.
  • the correction using the inlet temperature can reflect the volume change of the air flowing into the compressor in the correction calculation, and can improve the estimation accuracy of the rotation speed of the compressor.
  • the outside air temperature detected outside the intake passage is used instead of the inlet temperature. be able to. Even with the correction using the outside air temperature, it is possible to improve the estimation accuracy of the rotational speed of the compressor.
  • the estimation accuracy of the rotational speed of the compressor can be further improved by converting the mass flow rate of air into the volume flow rate.
  • the estimation accuracy of the inlet pressure can be improved by using the atmospheric pressure and the air flow rate. Speed estimation accuracy can be improved.
  • the estimated accuracy of the outlet pressure can be improved by using the correlation between the intake manifold pressure and the outlet pressure of the compressor. As a result, it is possible to improve the estimation accuracy of the rotation speed of the compressor.
  • the second pressure loss of the intake system downstream of the compressor is estimated based on the air flow rate, and the calculation configuration is such that the intake manifold pressure and the second pressure loss are added, The outlet pressure can be accurately estimated.
  • the second pressure loss estimated here is not affected by disturbances such as the EGR opening, the estimation accuracy of the outlet pressure can be improved, and the estimation accuracy of the rotation speed of the compressor can be improved.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating a control map used in the present control device. It is a flowchart which illustrates the control content implemented with this control apparatus. It is a figure which shows the block structural example of this control apparatus. It is a figure which shows a part of block configuration of the control apparatus which concerns on a modification.
  • the supercharger control device of the present embodiment controls a turbocharger 9 applied to the vehicle-mounted engine 10 shown in FIG.
  • a turbocharger 9 applied to the vehicle-mounted engine 10 shown in FIG.
  • one of a plurality of cylinders provided in the multi-cylinder diesel engine 10 is shown, and this is referred to as a cylinder 20.
  • a piston 21 that reciprocates in the cylinder 20 is connected to a crankshaft via a connecting rod.
  • the intake port 22 and the exhaust port 23 are connected to the ceiling surface of the cylinder 20.
  • An intake valve 24 is provided between the space in the cylinder 20 and the intake port 22, and an exhaust valve 25 is provided between the exhaust port 23.
  • An intake manifold 26 (an intake manifold, hereinafter referred to as an intake manifold) is provided on the upstream side of the intake port 22 of each cylinder 20.
  • the intake manifold 26 is formed to branch toward the intake port 22 of each cylinder 20.
  • An electronically controlled throttle valve 28 is provided on the upstream side of the intake manifold 26, and the intake passage 8 is connected to the upstream side thereof.
  • the amount of air flowing from the intake passage 8 side through the throttle valve 28 to the intake manifold 26 side changes in accordance with the opening degree of the throttle valve 28 (throttle opening degree).
  • the throttle opening is controlled by an engine control device 1 described later.
  • An air cleaner is interposed at the upstream end of the intake passage 8. Thus, fresh air filtered by the air cleaner is supplied to each cylinder 20 of the engine 10 through the intake passage 8 and the intake manifold 26.
  • an exhaust manifold 30 (an exhaust collecting pipe, hereinafter referred to as an exhaust manifold), an exhaust aftertreatment device 31, and an exhaust passage 32 are provided.
  • the exhaust manifold 30 is formed in a shape for joining the exhaust from each cylinder 20 and is connected to an exhaust passage 32 on the downstream side thereof.
  • the exhaust aftertreatment device 31 is an aftertreatment device disposed on the exhaust passage 32, and includes PM (Particulate Matter, particulate matter), nitrogen oxide (NOx), hydrocarbons contained in the exhaust gas. It functions to purify components such as (HC).
  • the intake and exhaust system of the engine 10 is provided with a turbocharger 9 that supercharges intake air into the cylinder 20 using exhaust pressure.
  • the turbocharger 9 is a supercharger interposed so as to straddle both the intake passage 8 and the exhaust passage 32.
  • the turbocharger 9 is provided in the exhaust passage 32 and the rotation shaft of the compressor 9 a disposed in the intake passage 8. It connects with the rotating shaft of the turbine 9b arrange
  • the turbine 9b rotates under the pressure of the exhaust gas flowing through the exhaust passage 32, and transmits the rotational force to the compressor 9a.
  • the compressor 9 a is a compressor that compresses the air in the intake passage 8 and sends it to the downstream side, and the pressurized air is supercharged to each cylinder 20.
  • an intercooler 33 is disposed downstream of the compressor 9a in the intake passage 8 to cool the compressed air.
  • the intake passage 8 upstream of the position where the compressor 9a is provided is referred to as an upstream intake passage 8a
  • the intake passage 8 downstream of the compressor 9a is referred to as a downstream intake passage 8b.
  • the upstream intake passage 8a is a portion from the inlet of the intake passage 8 to the inlet of the compressor 9a
  • the downstream intake passage 8b is a portion from the outlet of the compressor 9a to the intake manifold 26 or the intake port 22.
  • the downstream intake passage 8 b and the exhaust passage 32 are connected by a reflux path 34, and a cooler 35 and a reflux valve 36 are provided in the middle of the reflux path 34.
  • the reflux path 34 is a so-called EGR (Exhaust Gas Recirculation) passage, and recirculates a part of the exhaust gas discharged to the exhaust passage 32 side to the intake passage 8 side.
  • One end of the reflux path 34 is connected to the downstream side (cylinder 20 side) of the throttle valve 28.
  • both ends of the reflux path 34 are connected to the exhaust manifold 30 and the intake manifold 26, respectively.
  • the exhaust gas introduced to the intake side again through the reflux path 34 is also referred to as reflux gas.
  • the cooler 35 is a heat exchanger (heat radiator) for cooling high-temperature exhaust gas.
  • the recirculation valve 36 is a control valve that adjusts the flow rate of the recirculation gas and the timing for introducing the recirculation gas into the intake passage 8.
  • the opening of the recirculation valve 36 and the timing for changing the opening are controlled by the engine control device 1. Note that the flow rate of the recirculation gas has a magnitude corresponding to the pressure difference between the exhaust pressure and the intake pressure, the temperature, and the like.
  • the atmospheric pressure sensor 11 for detecting the atmospheric pressure P ATM (atmospheric pressure sensing means), the outside air temperature sensor 12 (the inlet temperature obtaining means) for detecting the outside air temperature T HA and is provided. Further, an air flow sensor 13 (flow rate detecting means) for detecting an air flow rate AFS REAL sucked into the compressor 9a is provided upstream of the compressor 9a in the intake passage 8. The air flow sensor 13 detects the mass flow rate of fresh air introduced into the compressor 9a.
  • the intake manifold 26 includes a manifold pressure sensor 14 for detecting the pressure of the gas in the intake manifold 26 as the intake manifold pressure P IM (intake manifold pressure detecting means) to detect the temperature of the gas in the intake manifold 26 as the intake manifold temperature T IM manifold
  • P IM intake manifold pressure detecting means
  • T IM intake manifold temperature
  • a temperature sensor 15 intake manifold temperature detection means
  • the engine control device 1 is an electronic control device that controls a wide range of systems such as a fuel system, an intake / exhaust system, and a valve system related to the engine 10.
  • the engine control device 1 is configured as, for example, an LSI device or an embedded electronic device in which a microprocessor, ROM, RAM, and the like are integrated, It is connected to the above various sensors 11-15.
  • Specific control objects of the engine control device 1 include the amount of fuel injected from the injector and the injection timing, the opening degree of the throttle valve 28, the opening degree of the reflux valve 36, the operation of the turbocharger 9, and the like. In the present embodiment, the control for estimating the rotational speed of the compressor 9a will be described in detail.
  • the engine control device 1 includes an inlet pressure estimation unit 2, an outlet pressure estimation unit 3, a pressure ratio calculation unit 4, a rotation speed estimation unit 5 as software or hardware for realizing control for estimating the rotation speed of the compressor 9a.
  • a temperature correction unit 6 is provided.
  • the engine control device 1 receives information on the atmospheric pressure P ATM , the intake manifold pressure P IM , the outside air temperature T HA , the intake manifold temperature T IM , and the air flow rate AFS REAL as input information from the various sensors 11 to 15. The The engine control device 1 estimates the rotational speed of the compressor 9a based on these pieces of information.
  • the inlet pressure estimation unit 2 estimates the inlet pressure Pa of the compressor 9a.
  • the inlet pressure Pa is a value obtained by subtracting the pressure drop amount (first pressure loss) corresponding to the pressure loss in the upstream intake passage 8a from the atmospheric pressure P ATM .
  • the amount of pressure drop due to this pressure loss has a correlation with the air flow rate AFS REAL sucked into the compressor 9a. Therefore, the inlet pressure estimation unit 2 calculates an estimated value of the inlet pressure Pa based on the atmospheric pressure P ATM and the air flow rate AFS REAL .
  • the relationship between the pressure drop due to pressure loss and the air flow rate AFS REAL is stored in advance as a mathematical formula or a map, and the pressure drop amount is calculated from the air flow rate AFS REAL detected by the air flow sensor 13.
  • the pressure drop amount is calculated from the air flow rate AFS REAL detected by the air flow sensor 13.
  • an estimated value of the inlet pressure Pa is calculated.
  • Information on the inlet pressure Pa estimated here is transmitted to the pressure ratio calculation unit 4 and the rotation speed estimation unit 5.
  • the pressure drop due to the pressure loss can be expressed as the following equation 1 with the function f 1 of the air flow rate AFS REAL as the function f 1 .
  • the value of f 1 (AFS REAL ) in Equation 1 corresponds to the amount of pressure drop due to the pressure loss in the upstream intake passage 8a, and is given as a negative value.
  • the relationship between the air flow rate AFS REAL and the pressure drop due to pressure loss differs depending on the difference in the intake system (for example, the shape of the upstream intake passage 8a) depending on the vehicle type. Accordingly, a formula and map relating to the air flow rate AFS REAL may be prepared for each vehicle type, and a pressure drop amount may be calculated from the air flow rate AFS REAL after selecting an appropriate mathematical formula and map corresponding to the vehicle type.
  • the outlet pressure estimation unit 3 estimates the outlet pressure Pci of the compressor 9a.
  • the pressure difference between the outlet of the compressor 9a and the intake manifold 26 is a pressure loss (second pressure loss) in the downstream intake passage 8b. Therefore, it is expressed as a function of the flow rate of air flowing through the downstream intake passage 8b and is not affected by disturbances such as the amount of recirculated gas.
  • the outlet pressure estimation unit 3 calculates an estimated value of the outlet pressure Pci based on the intake manifold pressure PIM and the air flow rate AFS REAL .
  • the outlet pressure Pci is calculated using Equation 2 below.
  • the outlet pressure Pci calculated here is transmitted to the pressure ratio calculation unit 4.
  • the value of f 2 (AFS REAL ) in Equation 2 corresponds to the pressure loss between the outlet of the compressor 9a and the intake manifold 26, and is given as a positive value.
  • a plurality of the above functions f are prepared for each vehicle type, an appropriate function is selected according to the vehicle type, and the outlet pressure is determined from the air flow rate AFS REAL. Pci operation may be performed.
  • the pressure ratio calculation unit 4 calculates the ratio of the outlet pressure Pci obtained by the outlet pressure estimation unit 3 to the inlet pressure Pa obtained by the inlet pressure estimation unit 2 as the supply air pressure ratio PR. It is.
  • the supply air pressure ratio PR is given by Equation 3 below.
  • the air supply pressure ratio PR calculated here is transmitted to the rotation speed estimation unit 5.
  • the rotational speed estimation unit 5 estimates the rotational speed of the compressor 9a based on the air flow rate AFS REAL and the supply air pressure ratio PR.
  • the volumetric flow rate Q REAL of the air that has passed through the compressor 9a is calculated.
  • the volume flow rate Q REAL is calculated based on the air flow rate AFS REAL , the outside air temperature T HA, and the inlet pressure Pa estimated by the inlet pressure estimation unit 2.
  • the density ⁇ of air at the inlet of the compressor 9a is calculated from the outside air temperature T HA and the inlet pressure Pa, and the air flow rate AFS REAL, which is a mass flow rate, is converted into the volumetric flow rate Q REAL of air having the density ⁇ .
  • the rotation speed estimation unit 5 based on and the volume flow Q REAL boost pressure ratio PR, computes the rotation speed Nt rt compressors 9a at a reference temperature Trt.
  • the correlation among the three of the supply air pressure ratio PR, the volume flow rate QREAL and the rotational speed Nt rt at the reference temperature Trt is mapped and stored, and the supply air pressure ratio PR and Based on the volumetric flow rate Q REAL , the corresponding rotational speed Nt rt is calculated.
  • the specific value of the reference temperature Trt is arbitrary, and it is conceivable to set it to, for example, about 20 [° C.] in consideration of the temperature zone of air introduced when the normal turbocharger 9 is used.
  • the rotational speed Nt rt Indicates the same rotation speed connecting the same point
  • the three thick solid lines correspond to the rotation speeds of Nt 1 , Nt 2 , and Nt 3 (Nt 1 ⁇ Nt 2 ⁇ Nt 3 ), respectively.
  • the one-dot chain line corresponds to the case where the rotational speed is the allowable upper limit rotational speed Nt MAX of the turbocharger 9.
  • the area surrounded by a broken line is intended to illustrate the variation range of the measured air charge pressure ratio PR and the volume flow Q REAL when running test of a vehicle equipped with an engine 10 as described in FIG. 1, This is an area corresponding to the normal use state (typical operating state) of the turbocharger 9.
  • a point located on the solid line graph of the rotational speed Nt 2 is the supply air pressure ratio PR is PR A
  • the volumetric flow Q REAL is the Q REALA
  • boost condition of the turbocharger 9 rotational speed is Nt 2
  • the supercharging state moves to point B. Since the point B is located below the solid line graph of the rotational speed Nt 2 , the rotational speed Nt rt at this time is less than Nt 2 . Further, if only the volume flow rate QREAL is increased from point B while keeping the supply air pressure ratio PR constant, the supercharging state moves to point C across the thick solid line graph. Since the point C is located above the solid line graph of the rotational speed Nt 2 , the rotational speed Nt rt at this time is Nt 2 or more.
  • the rotational speed Nt rt compressor 9a is not only not be determined by only one of the supply air pressure ratio PR or volume flow rate Q REAL, the rotation speed Nt rt when volume flow Q REAL increased There is no fixed trend of whether it will increase or decrease together.
  • the rotation speed estimation unit 5 uses both values of the air flow rate AFS REAL and the supply air pressure ratio PR, the value of the rotation speed Nt rt is uniquely specified.
  • the temperature correction unit 6 adds temperature correction to the rotation speed Nt rt obtained by the rotation speed estimation unit 5. That is, the solid line graph shown in FIG. 2 shows the characteristics when the inlet temperature of the compressor 9a is the reference temperature Trt. If the inlet temperature is different, the rotational speed Nt rt also changes. Therefore, the temperature correction unit 6 calculates a correction coefficient k for correcting the rotation speed Nt rt based on the outside air temperature T HA corresponding to the inlet temperature, and finally obtains a value obtained by multiplying the rotation speed Nt rt by this correction coefficient k. It is calculated as a typical turbocharger speed Nt.
  • the correction coefficient k is calculated using the outside air temperature T HA instead of the inlet temperature.
  • the correction coefficient k is given as the absolute temperature of the square root of the ratio of the outside air temperature T HA with respect to the reference temperature Trt according to the estimated rotational speed Nt rt in the rotation speed estimation unit 5. Therefore, the turbocharger rotational speed Nt is given by the following equation 4.
  • FIG. 3 illustrates a flowchart for performing the calculation for estimating the rotational speed of the compressor 9a performed in the engine control apparatus 1
  • FIG. 4 illustrates a block diagram illustrating the calculation contents. The flow in FIG. 3 is repeatedly performed in the engine control device 1 at a predetermined cycle.
  • the inlet pressure estimation unit 2 estimates the inlet pressure Pa.
  • the inlet pressure estimation unit 2 includes a plurality of pressures corresponding to the output characteristics of the airflow sensor 13 as shown in FIG. A reduction amount map is set for each vehicle type. Each pressure reduction amount map, as the pressure reduction quantity f 1 air flow AFS REAL increases as (AFS REAL) is reduced in the negative range, the air flow rate AFS REAL and pressure reduction quantity f 1 (AFS REAL) Is described.
  • the inlet pressure estimation unit 2 selects an appropriate pressure drop amount map based on, for example, a characteristic number (AFS characteristic No.) preset for each vehicle type. Also, the pressure drop amount f 1 (AFS REAL ) is calculated from the pressure drop map and the air flow rate AFS REAL value transmitted from the air flow sensor 13, and the atmospheric pressure P ATM is added to this value. Calculated as pressure Pa.
  • a characteristic number AFS REAL
  • AFS REAL Air flow rate
  • step A20 the outlet pressure estimation unit 3 estimates the outlet pressure Pci.
  • a plurality of pressure difference maps corresponding to the output characteristics of the air flow sensor 13 are set in the outlet pressure estimation unit 3.
  • Each pressure difference map as more air flow AFS REAL increases the pressure difference f 2 (AFS REAL) increases, the correlation between the air flow rate AFS REAL and the pressure difference f 2 (AFS REAL) is described.
  • the outlet pressure estimation unit 3 selects an appropriate pressure difference map based on a preset characteristic number (AFS characteristic No.) for each vehicle type, and the pressure difference f is determined from the pressure difference map and the air flow rate AFS REAL value. 2 calculates the value of (AFS REAL), which in order to calculate a plus intake manifold pressure P IM as an outlet pressure Pci.
  • AFS characteristic No. a preset characteristic number for each vehicle type
  • step A30 the pressure ratio calculation unit 4 calculates the supply air pressure ratio PR.
  • a value obtained by dividing the outlet pressure Pci by the inlet pressure Pa is calculated as the supply air pressure ratio PR.
  • step A40 the rotation speed estimation unit 5, the mass flow rate AFS REAL detected by the air flow sensor 13 is converted to the volume flow rate Q REAL.
  • an air density map in which the relationship between air pressure, temperature, and density ⁇ is described is set in the rotation speed estimation unit 5.
  • the rotational speed estimation unit 5 uses the air pressure flowing into the compressor 9a based on the inlet pressure Pa estimated by the inlet pressure estimation unit 2 and the outside air temperature T HA detected by the outside air temperature sensor 12.
  • the density ⁇ is calculated, and the volume flow rate Q REAL is calculated by dividing the air flow rate AFS REAL by the density ⁇ .
  • Step A50 the rotation speed estimation unit 5 estimates the rotation speed Nt rt of the compressor 9a.
  • the rotational speed estimation unit 5 is set with a rotational speed map in which the relationship among the supply air pressure ratio PR, the volume flow rate QREAL, and the rotational speed Nt rt is described.
  • the rotational speed estimation unit 5 using the rotation speed map, based on the supply air pressure ratio PR and the volumetric flow rate Q REAL calculated by the pressure ratio calculating section 4 estimates the rotational speed Nt rt compressors 9a.
  • the temperature correction unit 6 corrects the estimated value of the rotation speed Nt rt .
  • a correction coefficient map describing the relationship between the outside air temperature T HA and the correction coefficient k is set in the temperature correction unit 6.
  • the temperature correction unit 6 calculates a correction coefficient k using this temperature correction map, and calculates a multiplication value of the correction coefficient k and the rotation speed Nt rt as the turbocharger rotation speed Nt (T / C rotation speed).
  • the rotational speed Nt rt of the compressor 9a is determined from the supply pressure ratio PR and the air volume flow rate Q REAL using the characteristics shown in FIG. Presumed.
  • the rotational speed Nt rt is determined from the supply pressure ratio PR and the air volume flow rate Q REAL using the characteristics shown in FIG. Presumed.
  • the controllability of the turbocharger 9 can be improved, and as a result, other control (for example, engine output control, exhaust gas recirculation control, exhaust gas purification control, etc.) referring to the turbocharger rotational speed Nt can be performed. Accuracy can be increased.
  • the above control is a new method for grasping the rotational speed Nt rt of the compressor 9a, and conventional sensors such as a rotational speed sensor and an angular speed sensor can be eliminated. Therefore, it is possible to reduce the cost related to the control of the turbocharger 9 and the manufacturing cost of a vehicle equipped with the turbocharger 9, and the productivity can be improved.
  • these conventional sensors can be used in combination. That is, the detection accuracy determination and failure determination of each sensor can be performed by comparing the detection value of the rotation speed of each sensor with the estimated value of the rotation speed by the present control device. Further, it is possible not only to use the rotational speed estimation calculation by this control device as a backup of each sensor, but also to make each sensor function as a backup of this control device. Thus, the reliability of each control can be improved by using together two kinds of methods having different processes for obtaining the rotational speed Nt.
  • the volume change due to the temperature of the air flowing into the compressor 9a is reflected in the rotational speed correction calculation. That is, to detect the outside air temperature T HA at ambient temperature sensor 12, it is corrected rotational speed Nt rt compressor 9a which is regarded as the temperature corresponding to the inlet temperature of the compressor 9a. Such correction calculation can improve the estimation accuracy of the turbocharger rotation speed Nt.
  • the rotational speed estimation unit 5 converts the air flow rate AFS REAL detected as the mass flow rate into the volume flow rate Q REAL . That is, the estimation using the mass flow rate is performed for the estimation of the inlet pressure Pa and the outlet pressure Pci of the compressor 9a, and the estimation using the volume flow rate is performed for the estimation of the rotation speed Nt rt . In this way, by converting the mass flow rate and the volume flow rate according to the estimation target, it is possible to improve the estimation accuracy of the turbocharger rotation speed Nt.
  • the atmospheric pressure P ATM detected by the atmospheric pressure sensor 11 is used as a reference, and is detected by the air flow sensor 13 disposed on the upstream side of the intake passage 8 relative to the compressor 9a.
  • the upstream pressure Pa of the compressor 9a is estimated using the air flow rate AFS REAL .
  • the pressure loss (first pressure loss) of the intake system upstream of the compressor is estimated based on the air flow rate AFS REAL .
  • the pressure of the air flowing into the compressor 9a can be accurately and accurately obtained regardless of the shape of the intake passage 8, the magnitude of the pressure loss of the supply air by an air cleaner, or the like.
  • the some pressure reduction amount map according to the output characteristic of the airflow sensor 13 is set for every vehicle model. Therefore, it becomes easy to apply the same data set to different vehicle types, and the cost can be reduced.
  • the outlet pressure Pci compressor 9a is the outlet pressure Pci compressor 9a.
  • the value of the air flow rate AFS REAL reflects, for example, the effect of changes in the flow rate of the EGR gas flowing through the reflux path 34 and the influence of disturbance. That is, the air flow rate AFS REAL is the amount of air actually discharged from the compressor 9a. Varies closely with pressure. Therefore, by performing the calculation using the air flow rate AFS REAL , the outlet pressure Pci of the compressor 9a can be obtained accurately and accurately, and the estimation accuracy of the turbocharger rotational speed Nt can be improved.
  • the outlet pressure of the compressor 9a is utilized by utilizing the correlation between the pressure loss (second pressure loss) of the intake system downstream of the compressor 9a and the air flow rate AFS REAL. Pci is estimated. Since the second pressure loss is calculated based on the air flow rate AFS REAL on the downstream side of the compressor 9a, it is an accurate value that does not depend on the flow rate of EGR gas or the presence or absence of disturbance. Therefore, the outlet pressure Pci of the compressor 9a can be obtained accurately and accurately, and the estimation accuracy of the turbocharger rotational speed Nt can be improved.
  • the example in which the outlet pressure Pci is estimated using the correlation between the second pressure loss generated between the outlet of the compressor 9a and the intake manifold 26 and the air flow rate is illustrated. Is not limited to this.
  • the outlet pressure estimator 3 is set the outlet pressure map describing the relationship between the intake manifold pressure P IM and intake manifold temperature T IM and outlet pressure Pci.
  • the outlet pressure map for example, also the outlet pressure Pci higher intake manifold pressure P IM increases increases the correlation, such as the outlet pressure Pci also increases as the intake manifold temperature T IM is increased is described.
  • the outlet pressure estimation unit 3 based on the intake manifold pressure P IM and intake manifold temperature T IM, it is conceivable to adopt a configuration of estimating the outlet pressure Pci.
  • the outlet pressure Pci of the compressor 9a can be obtained accurately and accurately, and the estimation accuracy of the rotational speed Nt of the turbocharger 9 can be improved.
  • the estimated value of the outlet pressure Pci reflects the temperature of the intake system downstream of the compressor 9a, that is, the influence of the air density on the outlet pressure Pci is taken into consideration. Therefore, it is possible to obtain a highly accurate outlet pressure Pci.
  • the pressure sensor was provided in each of the upstream and downstream of the compressor 9a, and inlet The pressure Pa and the outlet pressure Pci may be detected. That is, the configuration is such that the inlet pressure Pa and the outlet pressure Pci of the compressor 9 a are directly detected immediately upstream and downstream in the intake passage 8. In this case, a more accurate supply air pressure ratio PR can be calculated, and the estimation accuracy of the turbocharger rotational speed Nt can be improved.
  • the temperature of the intake air flowing into the compressor 9a instead of the outside air temperature T HA (inlet temperature ) May be used to calculate the volume flow rate QREAL or the correction coefficient k. That is, an inlet temperature sensor that directly acquires the inlet temperature of the compressor 9a may be provided in the upstream intake passage 8a. With such a configuration, the estimation accuracy of the inlet pressure Pa can be further improved.
  • the example of calculating the rotational speed of the compressor 9a of the turbocharger 9 that supercharges using the exhaust pressure is exemplified, but the type of the supercharger to which the present application is applied is the turbocharger. It is not limited. For example, application to a supercharger or an electric supercharger is also possible. If the turbocharger has at least a compressor corresponding to the compressor 9a, the rotation speed can be accurately estimated by applying the engine control device 1 described above.
  • the control device that controls the turbocharger 9 applied to the multi-cylinder diesel engine 10 is exemplified.
  • the application target of the supercharger that is the control target of the control device is the combustion of the engine 10. It is not limited to the type or number of cylinders.
  • the control of the above-described embodiment can be applied to the control device for the turbocharger 9 applied to a gasoline engine.

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Abstract

　過給機の制御装置に関し、コンプレッサーの回転速度を精度よく推定する。　内燃機関１０の吸気系に搭載された過給機９の制御装置において、過給機９のコンプレッサー９ａに吸入される空気流量を検出する流量検出手段１３を備える。また、コンプレッサー９ａの入口圧力に対する出口圧力の比を給気圧力比として算出する圧力比算出手段４を備える。さらに、流量検出手段１３で検出された空気流量及び圧力比算出手段４で算出された給気圧力比に基づき、コンプレッサー９ａの回転速度を推定する推定手段５を備える。

Description

過給機の制御装置
　本発明は、車両に搭載された過給機を制御する制御装置に関する。
　従来、エンジンの吸気系に過給機を搭載し、その過給機で圧縮された吸気をシリンダーに圧送することで機関出力を向上させる技術が知られている。例えば、排気圧力を利用して過給を行うターボチャージャーでは、吸気通路内のコンプレッサーの回転軸が排気通路内のタービンの回転軸に接続され、タービンの回転力がコンプレッサーの駆動力として利用される。また、エンジンの駆動力を利用して過給を行うスーパーチャージャーでは、クランク軸の回転が機械的にコンプレッサーに伝達されて吸気が圧送される。
　近年では、所定の駆動力に対するコンプレッサーの回転効率や回転数を可変とした過給機も開発されている。例えば、排気圧力が一定の状態でコンプレッサーの回転速度を変更可能とした可変ターボチャージャーや、電動モータを用いてコンプレッサーの回転をアシストする電動過給機等である。このようなコンプレッサーの回転速度が可変制御される過給機には、制御性や応答性を高めるべく、回転速度センサーが設けられたものが存在する。
　例えば、特許文献１には、ターボチャージャーに内蔵された誘導電動機に回転速度検出センサーを設け、誘導電動機の実速度に応じた時間間隔で出力されるピックアップ信号に基づいてコンプレッサーの回転速度を把握するものが記載されている。
　しかし、ターボチャージャーは排気熱を受けて高温になりやすく、その内部に設けられるセンサーも耐熱性や耐久性の高いものを使用する必要がある。また、高温の環境下であっても正確にコンプレッサーの回転速度を検出するものでなければならず、高度な信頼性が要求されることから、センサーのコストダウンが困難であるという課題がある。
　このような課題に対し、回転速度センサーや角速度センサーを用いることなくコンプレッサーの回転速度を推定する技術が提案されている。例えば、特許文献２には、コンプレッサーの入口圧力と出口圧力との圧力比に基づいてターボチャージャーのシャフト回転速度を推定演算する手法が記載されている。この技術では、圧力比とシャフト回転速度との関係をマップとして予め記憶させておき、このマップと圧力比の推定値とに基づいてシャフト回転速度を算出している。
特開２００５－４２６８４号公報 特開２００７－３２１６８７号公報
　しかしながら、実際のコンプレッサーの回転速度は、コンプレッサーの入口圧力と出口圧力との圧力比のみをパラメーターとした関数として表現することはできない。例えば、入口圧力を徐々に減少させた場合、圧力比を一定に保つためには、コンプレッサーの回転数を増加させ、空気流量を増加させる必要がある。また、吸入する空気の温度が上昇した場合、圧力比を一定に保つためには、コンプレッサーの回転数をさらに増加させる必要がある。したがって、圧力比のみをパラメーターとした関数では、回転速度を正確に推定することができない。
　このように、従来の推定演算では、圧力比以外の本来検討すべきパラメーターの影響が度外視されているため、演算結果として得られる回転速度は、おおまかな近似値として丸められた不正確な値となる。したがって、仮に入口圧力や出口圧力の検出精度，演算精度を向上させたとしても、最終的に得られる回転速度の推定精度を向上させることができないという課題がある。
　本件は、上記のような課題に鑑み創案されたもので、コンプレッサーの回転速度を精度よく推定することができるようにした過給機の制御装置を提供することを目的とする。
　なお、この目的に限らず、後述する発明を実施するための形態に示す各構成により導かれる作用効果であって、従来の技術によっては得られない作用効果を奏することも本件の他の目的として位置づけることができる。
（１）ここで開示する過給機の制御装置は、内燃機関の吸気系に搭載された過給機の制御装置であって、前記過給機のコンプレッサーに吸入される空気流量を検出する流量検出手段と、前記コンプレッサーの入口圧力に対する出口圧力の比を給気圧力比として算出する圧力比算出手段と、前記流量検出手段で検出された前記空気流量及び前記圧力比算出手段で算出された前記給気圧力比に基づき、前記コンプレッサーの回転速度を推定する推定手段とを備える。
　前記コンプレッサーは、前記吸気通路上に設けられ、前記内燃機関に導入される吸気を圧送するものである。また、前記入口圧力とは前記コンプレッサーに流入する空気の圧力（すなわち上流圧力）であり、前記出口圧力とは前記コンプレッサーを通過した後の空気の圧力（すなわち下流圧力）である。
（２）また、前記コンプレッサーの入口温度を取得する入口温度取得手段を備え、前記推定手段が、前記入口温度取得手段で取得された前記入口温度に基づき、前記コンプレッサーの回転速度を補正することが好ましい。
　前記入口温度とは、前記コンプレッサーに吸入される空気の温度であって、例えば前記コンプレッサーの直上流側の吸気通路内の温度であり、あるいはこれに相関する温度である。
　前記入口温度を前記コンプレッサーの上流側の吸気通路内で直接取得しない場合には、外気温度を検出する外気温度検出手段を備えることが好ましい。前記外気温度に基づき、前記コンプレッサーの回転速度を補正することが好ましい。
（３）また、前記流量検出手段が、前記空気流量を質量流量として検出し、前記推定手段が、前記入口温度と前記入口圧力とに基づいて前記質量流量を体積流量に換算するとともに、前記体積流量を用いて前記コンプレッサーの回転速度を推定することが好ましい。
（４）前記コンプレッサーの入口圧力を吸気通路内の直上流で直接検出しない場合には、大気圧力を検出する大気圧力検出手段と、前記大気圧力検出手段で検出された前記大気圧力及び前記流量検出手段で検出された前記空気流量に基づき、前記入口圧力を推定する入口圧力推定手段とを備えることが好ましい。
（５）また、前記入口圧力推定手段が、前記空気流量に基づいて前記コンプレッサーよりも上流側の吸気系の圧力損失である第一圧力損失を推定するとともに、前記大気圧力から前記第一圧力損失を減じたものを前記入口圧力として推定することが好ましい。
　ここでいう第一圧力損失とは、前記吸気通路の入口から前記コンプレッサーの入口までの間の圧力損失である。
（６）また、前記入口圧力推定手段が、吸気系の構造が異なる車種毎に予め設定された、前記大気圧力，前記空気流量及び前記第一圧力損失の相関関係を用いて前記入口圧力を推定することが好ましい。
（７）前記コンプレッサーの出口圧力を吸気通路内の直下流で直接検出しない場合には、前記内燃機関のインマニ圧力を検出するインマニ圧力検出手段と、前記インマニ圧力検出手段で検出された前記インマニ圧力及び前記流量検出手段で検出された前記空気流量に基づき、前記コンプレッサーの出口圧力を推定する出口圧力推定手段とを備えることが好ましい。
（８）また、前記出口圧力推定手段が、前記空気流量に基づいて前記コンプレッサーよりも下流側の吸気系の圧力損失である第二圧力損失を推定するとともに、前記第二圧力損失と前記インマニ圧力との加算値を前記出口圧力として推定することが好ましい。
　ここでいう第二圧力損失とは、前記コンプレッサーの出口から前記インマニまでの間の圧力損失である。
（９）また、前記内燃機関のインマニ温度を検出するインマニ温度検出手段を備え、前記出口圧力推定手段が、前記インマニ温度検出手段で検出された前記インマニ温度に基づき、前記出口圧力の推定値を補正することが好ましい。
（１）ここで開示する過給機の制御装置によれば、給気圧力比と空気流量とを用いることで、給気圧力比のみを用いる演算と比較してコンプレッサーの回転速度を精度よく推定することができる。
　これにより、例えばコンプレッサーの回転速度センサーや角速度センサーを廃止することができ、コストを削減することができる。また、これらのセンサーによる回転速度の検出と本制御装置による回転速度の推定とを併用することで、上記各センサーの検出精度判定や故障判定を行うことができる。あるいは、回転速度の推定演算を上記各センサーのバックアップとして用いることで、制御の信頼性を向上させることができる。
（２）また、入口温度を用いた補正により、コンプレッサーに流入する空気の体積変化を補正演算に反映させることができ、コンプレッサーの回転速度の推定精度を向上させることができる。
　なお、吸気通路の入口からコンプレッサーの入口までの吸気通路内で空気の温度変化が微小である（ほとんど生じない）場合には、吸気通路の外部で検出された外気温度を入口温度の代わりに用いることができる。外気温度を用いた補正であっても、コンプレッサーの回転速度の推定精度を向上させることができる。
（３）また、空気の質量流量を体積流量に換算することで、コンプレッサーの回転速度の推定精度をより向上させることができる。
（４）コンプレッサーの入口圧力を吸気通路内の直上流で直接検出しない場合には、大気圧力及び空気流量を用いることで、入口圧力の推定精度を向上させることができ、延いてはコンプレッサーの回転速度の推定精度を向上させることができる。
（５）さらに、コンプレッサーよりも上流側の吸気系での第一圧力損失を推定した上で、大気圧力から第一圧力損失を減算する演算構成とした場合には、入口圧力の正確な値を把握することができ、コンプレッサーの回転速度の推定精度を向上させることができる。
（６）なお、予め車種毎に大気圧力，空気流量及び第一圧力損失の相関関係を設定しておくことで、制御構成を変更することなくあらゆる車種に容易に適用することができ、コストを削減することができる。
（７）コンプレッサーの出口圧力を吸気通路内の直下流で直接検出しない場合には、インマニ圧力とコンプレッサーの出口圧力との相関関係を利用することで、出口圧力の推定精度を向上させることができ、延いてはコンプレッサーの回転速度の推定精度を向上させることができる。
（８）さらに、コンプレッサーよりも下流側の吸気系の第二圧力損失を空気流量に基づいて推定した上で、インマニ圧力と第二圧力損失とを加算する演算構成とした場合には、コンプレッサーの出口圧力を精度よく推定することができる。また、ここで推定される第二圧力損失はEGR開度などの外乱の影響を受けないため、出口圧力の推定精度を向上させる
ことができ、コンプレッサーの回転速度の推定精度を向上させることができる。
（９）また、インマニ温度に基づく出口圧力の補正を行った場合には、空気の密度が出口圧力に与える影響を加味した推定演算を実施することができ、出口圧力の推定精度を向上させることができる。これにより、コンプレッサーの回転速度の推定精度を向上させることができる。
一実施形態に係る過給機の制御装置が適用されたエンジンの構成を例示する図である。 本制御装置で用いられる制御マップを例示したものである。 本制御装置で実施される制御内容を例示するフローチャートである。 本制御装置のブロック構成例を示す図である。 変形例に係る制御装置のブロック構成の一部を示す図である。
　以下、図面を参照して本過給機の制御装置に係る実施の形態を説明する。ただし、以下に示す実施形態は、あくまでも例示に過ぎず、以下に示す実施形態で明示しない種々の変形や技術の適用を排除する意図はない。すなわち、本実施形態をその趣旨を逸脱しない範囲で種々変形（実施形態及び各変形例を組み合わせる等）して実施することができる。
　［１．装置構成］
　　［１－１．エンジン］
　本実施形態の過給機の制御装置は、図１に示す車載のエンジン１０に適用されたターボチャージャー９を制御するものである。ここでは、多気筒のディーゼルエンジン１０に設けられた複数の気筒のうちの一つを示し、これをシリンダー２０と呼ぶ。シリンダー２０内を往復摺動するピストン２１は、コネクティングロッドを介してクランクシャフトに接続される。
　シリンダー２０の天井面には、吸気ポート２２及び排気ポート２３が接続される。シリンダー２０内の空間と吸気ポート２２との間には吸気弁２４が設けられ、排気ポート２３との間には排気弁２５が設けられる。吸気弁２４，排気弁２５の開閉動作によって吸気ポート２２，排気ポート２３とシリンダー２０とが連通，閉鎖され、燃焼サイクルに従って空気が吸入，排出される。
　　［１－２．吸排気系］
　各シリンダー２０の吸気ポート２２の上流側には、インテークマニホールド２６（吸気集合管，以下、インマニと呼ぶ）が設けられる。このインマニ２６は、各シリンダー２０の吸気ポート２２に向かって分岐するように形成される。
　インマニ２６の上流側には電子制御式のスロットルバルブ２８が設けられ、さらにその上流側に吸気通路８が接続される。吸気通路８側からスロットルバルブ２８を通過してインマニ２６側へと流通する空気量は、スロットルバルブ２８の開度（スロットル開度）に応じて変化する。スロットル開度は、後述するエンジン制御装置１で制御される。また、吸気通路８の上流端には、エアクリーナーが介装される。これにより、エアクリーナーで濾過された新気が吸気通路８及びインマニ２６を介して、エンジン１０のそれぞれのシリンダー２０に供給される。
　一方、排気ポート２３の下流側には、エキゾーストマニホールド３０（排気集合管，以下、エキマニと呼ぶ），排気後処理装置３１及び排気通路３２が設けられる。エキマニ３０は各シリンダー２０からの排気を合流させる形状に形成され、その下流側の排気通路３２に接続される。また、排気後処理装置３１は、排気通路３２上に介装された後処理装置であって、排気ガス中に含まれるPM（Particulate Matter，粒子状物質）や窒素酸化物（NOx），炭化水素（HC）等の成分を浄化するように機能する。
　また、このエンジン１０の吸排気系には、排気圧力を利用してシリンダー２０内に吸気を過給するターボチャージャー９が設けられる。ターボチャージャー９は、吸気通路８と排気通路３２との両方に跨がるように介装された過給機であり、吸気通路８内に配置されたコンプレッサー９ａの回転軸と排気通路３２内に配置されたタービン９ｂの回転軸とを接続してなる。
　タービン９ｂは、排気通路３２内を流通する排気ガスの圧力を受けて回転し、その回転力をコンプレッサー９ａに伝達する。また、コンプレッサー９ａは吸気通路８内の空気を圧縮して下流側へと送出する圧縮機であり、ここで加圧された空気が各シリンダー２０へと過給される。なお、コンプレッサー９ａよりも吸気通路８の下流側にはインタークーラー３３が配置され、圧縮された空気が冷却されている。
　以下、コンプレッサー９ａが設けられた位置よりも上流側の吸気通路８を上流吸気通路８ａと呼び、コンプレッサー９ａよりも下流側の吸気通路８を下流吸気通路８ｂと呼ぶ。上流吸気通路８ａは、吸気通路８の入口からコンプレッサー９ａの入口までの部位であり、下流吸気通路８ｂは、コンプレッサー９ａの出口からインマニ２６、又は吸気ポート２２までの部位である。
　　［１－３．排気再循環系］
　下流吸気通路８ｂと排気通路３２との間は還流路３４で接続され、還流路３４の中途には冷却器３５及び還流弁３６が設けられる。還流路３４は、いわゆるEGR（Exhaust Gas Recirculation）通路であり、排気通路３２側へ排出される排気ガスの一部を吸気通路８側へと再循環させるものである。還流路３４の一端は、スロットルバルブ２８よりも下流側（シリンダー２０側）に接続されている。図１の例では、還流路３４の両端部がそれぞれエキマニ３０，インマニ２６に対して接続されている。以下、還流路３４を通って再び吸気側に導入される排気ガスのことを、還流ガスとも呼ぶ。
　冷却器３５は、高温の排気ガスを冷却するための熱交換器（放熱器）である。また、還流弁３６は、還流ガスの流量や還流ガスを吸気通路８側に導入するタイミングを調節する制御弁である。還流弁３６の開度や開度を変更するタイミングは、エンジン制御装置１で制御される。なお、還流ガスの流量は、排気圧力と吸気圧力との圧力差や温度等に応じた大きさとなる。
　　［１－４．制御系］
　車両の任意の位置には、大気圧力PATMを検出する大気圧力センサー１１（大気圧力検出手段）と、外気温度THAを検出する外気温度センサー１２（入口温度取得手段）とが設け
られる。また、コンプレッサー９ａよりも吸気通路８の上流側には、コンプレッサー９ａに吸入される空気流量AFSREALを検出するエアフローセンサー１３（流量検出手段）が設けられる。エアフローセンサー１３は、コンプレッサー９ａに導入される新気の質量流量を検出する。
　さらに、インマニ２６には、インマニ２６内の気体の圧力をインマニ圧力PIMとして検出するインマニ圧力センサー１４（インマニ圧力検出手段）と、インマニ２６内の気体の温度をインマニ温度TIMとして検出するインマニ温度センサー１５（インマニ温度検出手段）とが設けられる。上記の各種センサー１１～１５で検出されたそれぞれの情報は、エンジン制御装置１に伝達される。
　エンジン制御装置１は、エンジン１０に関する燃料系，吸排気系，動弁系といった広汎なシステムを制御する電子制御装置である。このエンジン制御装置１は、例えばマイクロプロセッサやROM，RAM等を集積したLSIデバイスや組み込み電子デバイスとして構成され、車両に設けられた車内通信網や専用通信ラインを介して他の車載電子制御装置や上記の各種センサー１１～１５等と接続される。
　エンジン制御装置１の具体的な制御対象としては、インジェクターから噴射される燃料量や噴射時期，スロットルバルブ２８の開度，還流弁３６の開度，ターボチャージャー９の動作などが挙げられる。本実施形態では、コンプレッサー９ａの回転速度を推定する制御について詳述する。
　［２．制御構成］
　エンジン制御装置１には、コンプレッサー９ａの回転速度を推定する制御を実現するためのソフトウェア又はハードウェアとして、入口圧力推定部２，出口圧力推定部３，圧力比算出部４，回転速度推定部５及び温度補正部６が設けられる。また、エンジン制御装置１には、各種センサー１１～１５からの入力情報として、大気圧力PATM，インマニ圧力PIM，外気温度THA，インマニ温度TIM，空気流量AFSREALの各情報が入力される。エンジン制御装置１はこれらの情報に基づいてコンプレッサー９ａの回転速度を推定する。
　入口圧力推定部２（入口圧力推定手段）は、コンプレッサー９ａの入口圧力Paを推定するものである。この入口圧力Paは、上流吸気通路８ａにおける圧力損失分の圧力低下量（第一圧力損失）を大気圧力PATMから減算した値となる。また、この圧力損失による圧力低下量は、コンプレッサー９ａに吸入される空気流量AFSREALと相関がある。そこで、入口圧力推定部２は、大気圧力PATMと空気流量AFSREALとに基づいて入口圧力Paの推定値を演算する。
　例えば、圧力損失による圧力低下量と空気流量AFSREALとの関係を予め数式やマップとして記憶しておき、エアフローセンサー１３で検出された空気流量AFSREALから圧力低下量を演算する。この圧力低下量を大気圧力センサー１１で検出された大気圧力PATMから減じることで、入口圧力Paの推定値が演算される。ここで推定された入口圧力Paの情報は、圧力比算出部４及び回転速度推定部５に伝達される。
　なお、圧力損失による圧力低下量を空気流量AFSREALの関数f1として、入口圧力Paを以下の式１のように表現することができる。式１中のf1(AFSREAL)の値は、上流吸気通路８ａの圧力損失による圧力低下量に相当し、負の値で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　なお、車種による吸気系の違い（例えば、上流吸気通路８ａの形状等）に応じて、空気流量AFSREALと圧力損失による圧力低下量との関係は相違する。したがって、空気流量AFSREALに関する数式やマップを車種毎に用意しておき、車種に応じた適切な数式やマップを選択したうえで、空気流量AFSREALから圧力低下量を演算してもよい。
　出口圧力推定部３（出口圧力推定手段）は、コンプレッサー９ａの出口圧力Pciを推定するものである。コンプレッサー９ａの出口とインマニ２６との間の圧力差は、下流吸気通路８ｂにおける圧力損失（第二圧力損失）である。そのため、下流吸気通路８ｂを流通する空気流量の関数として表現され、還流ガス量などの外乱の影響を受けない。
　また、コンプレッサー９ａを単位時間あたりに通過する空気の質量はその上下流で変化しないことから、コンプレッサー９ａの出口とインマニ２６との間の質量流量は、エアフローセンサー１３で検出された質量流量である空気流量AFSREALに一致する。そこで、出口圧力推定部３は、インマニ圧力PIMと空気流量AFSREALとに基づいて出口圧力Pciの推定値を演算する。
　例えば、以下の式２を用いて出口圧力Pciを演算する。ここで演算された出口圧力Pciは、圧力比算出部４に伝達される。式２中のf2(AFSREAL)の値は、コンプレッサー９ａの出口とインマニ２６との間の圧力損失に相当し、正の値で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　なお、入口圧力推定部２と同様に、上記の関数f(AFSREAL)を車種毎に複数個用意しておき、車種に応じた適切な関数を選択したうえで、空気流量AFSREALから出口圧力Pci演算してもよい。
　圧力比算出部４（圧力比算出手段）は、入口圧力推定部２で得られた入口圧力Paに対する出口圧力推定部３で得られた出口圧力Pciの比を給気圧力比PRとして算出するものである。給気圧力比PRは、以下の式３で与えられる。ここで算出された給気圧力比PRは、回転速度推定部５に伝達される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　回転速度推定部５（推定手段）は、空気流量AFSREALと給気圧力比PRとに基づき、コンプレッサー９ａの回転速度を推定するものである。ここではまず、コンプレッサー９ａを通過した空気の体積流量QREALが演算される。体積流量QREALは、空気流量AFSREALと外気温度THAと入口圧力推定部２で推定された入口圧力Paとに基づいて演算される。例えば、外気温度THA及び入口圧力Paから、コンプレッサー９ａの入口における空気の密度ρが演
算され、質量流量である空気流量AFSREALが密度ρの空気の体積流量QREALに換算される。
　コンプレッサー９ａに流入する空気の温度が一定であるとき、回転速度Ntrtは給気圧力比PRの値だけでなく、体積流量QREALの値にも応じて変動する。そこで、回転速度推定部５は、給気圧力比PRと体積流量QREALとに基づいて、基準温度Trtでのコンプレッサー９ａの回転速度Ntrtを演算する。
　例えば、図２に示すように、基準温度Trtでの給気圧力比PR，体積流量QREAL及び回転速度Ntrtの三者の相関関係をマップ化して記憶しておき、給気圧力比PR及び体積流量QREALに基づいてこれらに対応する回転速度Ntrtを演算する。基準温度Trtの具体的な値は任意であり、通常のターボチャージャー９の使用時に導入される空気の温度帯を考慮して、例えば20[℃]程度に設定することが考えられる。
　図２中に示すグラフは、コンプレッサー９ａの入口温度（吸気温度）を基準温度Trtで一定としたまま、給気圧力比PRと体積流量QREALとをそれぞれ変動させたときに、回転速度Ntrtが同一となる点を繋いだ等回転速度を示し、三本の太実線のラインはそれぞれ、回転速度がNt1，Nt2，Nt3（Nt1＜Nt2＜Nt3）の状態に対応する。また、一点鎖線のラインは、回転速度がターボチャージャー９の許容上限回転数NtMAXである場合に対応する。なお、破線で囲まれた領域は、図１に記載されたエンジン１０を搭載した車両の走行試験時に実測された給気圧力比PR及び体積流量QREALの変動範囲を例示するものであって、ターボチャージャー９の通常使用状態（典型的な作動状態）に相当する領域である。
　回転速度Nt2の実線グラフ上に位置する点Ａは、給気圧力比PRがPRAであり、体積流量QREALがQREALAであり、回転速度がNt2であるターボチャージャー９の過給状態に対応する。この状態から給気圧力比PRを一定に保ったまま体積流量QREALのみを増加させると、過給状態が点Ｂに移動する。点Ｂは回転速度Nt2の実線グラフよりも下方に位置するため、このときの回転速度NtrtはNt2未満となる。
　さらに、点Ｂから給気圧力比PRを一定に保ったまま体積流量QREALのみを増加させると、過給状態が太実線のグラフを横断して点Ｃに移動する。点Ｃは回転速度Nt2の実線グラフよりも上方に位置するため、このときの回転速度NtrtはNt2以上となる。
　上述のように、コンプレッサー９ａの回転速度Ntrtは、給気圧力比PR又は体積流量QREALの何れか一方のみでは定まらないだけでなく、体積流量QREALが増加したときに回転速度Ntrtも一緒に増加するのか、それとも減少するのかといった変化傾向も定まらない。一方、回転速度推定部５では空気流量AFSREALと給気圧力比PRとの両方の値を用いているため、回転速度Ntrtの値が一意に特定される。
　温度補正部６は、回転速度推定部５で得られた回転速度Ntrtに温度補正を加えるものである。すなわち、図２に示される実線グラフは、コンプレッサー９ａの入口温度が基準温度Trtであるときの特性を示すものであり、入口温度が異なれば回転速度Ntrtも変化する。そこで温度補正部６は、入口温度に相当する外気温度THAに基づいて回転速度Ntrtの補正するための補正係数kを演算し、この補正係数kを回転速度Ntrtに乗じた値を最終的なターボチャージャー回転数Ntとして求める。なお、ここでは外気温度THAとコンプレッサー９ａの入口温度との相関に着目して、入口温度の代わりに外気温度THAを用いて補正係数kを演算している。
　本実施形態では、補正係数kが、回転速度推定部５における回転速度Ntrtの推定に係る基準温度Trtに対する外気温度THAの絶対温度の比の平方根として与えられる。したがって、ターボチャージャー回転数Ntは、以下の式４で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　［３．フローチャート］
　エンジン制御装置１で実施されるコンプレッサー９ａの回転速度を推定する演算を実施するためのフローチャートを図３に例示し、この演算内容を図式化したブロック図を図４に例示する。図３のフローは、エンジン制御装置１内で所定の周期で繰り返し実施される。
　ステップＡ１０では、入口圧力推定部２において入口圧力Paが推定される。入口圧力推定部２には、例えば図４中に示すように、車種に応じてエアフローセンサー１３の出力特性が異なる場合があることを考慮して、エアフローセンサー１３の出力特性に応じた複数の圧力低下量マップを車種毎に設定しておく。それぞれの圧力低下量マップには、空気流量AFSREALが増大するほど圧力低下量f1(AFSREAL)が負の範囲で減少するように、空気流量AFSREALと圧力低下量f1(AFSREAL)との相関関係が記述される。
　入口圧力推定部２は、例えば車種毎に予め設定された特性番号（AFS特性No.）に基づいて、適切な圧力低下量マップを選択する。また、この圧力低下量マップとエアフローセンサー１３から伝達される空気流量AFSREALの値とから圧力低下量f1(AFSREAL)の値を演算し、これに大気圧力PATMを加えたものを入口圧力Paとして算出する。
　ステップＡ２０では、出口圧力推定部３において出口圧力Pciが推定される。出口圧力推定部３には、例えば図４中に示すように、エアフローセンサー１３の出力特性に応じた複数の圧力差マップを設定しておく。それぞれの圧力差マップには、空気流量AFSREALが増大するほど圧力差f2(AFSREAL)が増大するように、空気流量AFSREALと圧力差f2(AFSREAL)との相関関係が記述される。
　出口圧力推定部３は、車種毎に予め設定された特性番号（AFS特性No.）に基づいて適切な圧力差マップを選択し、この圧力差マップと空気流量AFSREALの値とから圧力差f2(AFSREAL)の値を演算し、これにインマニ圧力PIMを加えたものを出口圧力Pciとして算出する。
　ステップＡ３０では、圧力比算出部４において給気圧力比PRが算出される。ここでは、例えば上記の式３に従って、出口圧力Pciを入口圧力Paで除した値が給気圧力比PRとして算出される。
　ステップＡ４０では、回転速度推定部５において、エアフローセンサー１３で検出された質量流量AFSREALが体積流量QREALに変換される。回転速度推定部５には、例えば図４中に示すように、空気の圧力と温度と密度ρとの関係が記述された空気密度マップを設定しておく。回転速度推定部５はこの空気密度マップを用いて、入口圧力推定部２で推定された入口圧力Paと外気温度センサー１２で検出された外気温度THAとに基づき、コンプレッサー９ａに流入した空気の密度ρを算出し、空気流量AFSREALを密度ρで除算して体積流量QREALを算出する。
　ステップＡ５０では、回転速度推定部５において、コンプレッサー９ａの回転速度Ntrtが推定される。回転速度推定部５には、図４中に示すように、給気圧力比PRと体積流量QREALと回転速度Ntrtとの関係が記述された回転数マップを設定しておく。回転速度推定部５はこの回転数マップを用いて、圧力比算出部４で算出された給気圧力比PRと上記の体積流量QREALとに基づき、コンプレッサー９ａの回転速度Ntrtを推定する。
　ステップＡ６０では、温度補正部６において、上記の回転速度Ntrtの推定値が補正される。温度補正部６には、例えば図４中に示すように、外気温度THAと補正係数kとの関係が記述された補正係数マップを設定しておく。温度補正部６は、この温度補正マップを用いて補正係数kを演算し、補正係数kと回転速度Ntrtとの乗算値をターボチャージャー回転数Nt（T/C回転数）として算出する。なお、温度補正マップを用いる代わりに、上記の式４を用いてターボチャージャー回転数Ntを算出する構成としてもよい。
　［４．作用，効果］
（１）このように、上記のエンジン制御装置１では、図２に示すような特性を利用して、給気圧力比PRと空気の体積流量QREALとから、コンプレッサー９ａの回転速度Ntrtが推定される。給気圧力比PRと空気の体積流量QREALとの二つのパラメーターを用いて回転速度Ntrtを推定することにより、給気圧力比PRのみを用いた推定手法と比較して、コンプレッサー９ａの回転速度を精度よく求めることができる。
　例えば、図２に示すように、給気圧力比PRが一定値PRAであったとしても、体積流量QREALが異なれば実際の回転速度Ntrtの値は変動する。このような変動を、従来の手法では把握することができないのに対して、上記のエンジン制御装置１では正確に把握することができる。したがって、ターボチャージャー９の制御性を向上させることができ、延いては、ターボチャージャー回転速度Ntを参照する他の制御（例えば、エンジンの出力制御や排気還流制御，排気浄化制御等）の制御の精度を高めることができる。
　また、上記の制御はコンプレッサー９ａの回転速度Ntrtを把握するための新たな手法であり、例えば回転速度センサーや角速度センサーといった従来のセンサー類を廃止することができる。したがって、ターボチャージャー９の制御に係るコストやこれを搭載した車両の製造コストを削減することができ、生産性を向上させることができる。
　一方、これらの従来のセンサー類を併用することも可能である。すなわち、各センサーでの回転速度の検出値を本制御装置による回転速度の推定値と比較することで、各センサーの検出精度判定や故障判定を行うことができる。また、本制御装置による回転速度の推定演算を各センサーのバックアップとして用いることも可能であるだけでなく、各センサーを本制御装置のバックアップとして機能させることも可能である。
　このように、回転速度Ntを取得するためのプロセスが異なる二種類の手法を併用することで、それぞれの制御の信頼性をともに向上させることができる。
（２）また、上記のエンジン制御装置１では、コンプレッサー９ａに流入する空気の温度による体積変化が回転数の補正演算に反映されている。すなわち、外気温度センサー１２で外気温度THAを検出し、これをコンプレッサー９ａの入口温度に相当する温度とみなしてコンプレッサー９ａの回転速度Ntrtを補正している。このような補正演算により、ターボチャージャー回転速度Ntの推定精度を向上させることができる。
（３）また、上記のエンジン制御装置１では、回転速度推定部５において、質量流量として検出された空気流量AFSREALが体積流量QREALに変換されている。すなわち、コンプレッサー９ａの入口圧力Paや出口圧力Pciの推定では質量流量を用いた推定を実施し、回転速度Ntrtの推定では体積流量を用いた推定が実施される。このように、推定対象に応じて質量流量と体積流量とを変換することにより、ターボチャージャー回転速度Ntの推定精度を向上させることができる。
（４）また、上記のエンジン制御装置１では、大気圧力センサー１１で検出された大気圧力PATMを基準とし、コンプレッサー９ａよりも吸気通路８の上流側に配置されたエアフローセンサー１３で検出された空気流量AFSREALを用いてコンプレッサー９ａの上流圧力Paを推定している。このような演算により、コンプレッサー９ａに流入する空気の圧力を精度よく求めることができ、延いては、ターボチャージャー回転速度Ntの推定精度を向上させることができる。
（５）さらに、上記のエンジン制御装置１では、空気流量AFSREALに基づいてコンプレッサーよりも上流側の吸気系の圧力損失（第一圧力損失）を推定している。このような推定演算により、例えば吸気通路８の形状やエアクリーナー等による給気の圧力損失の大小に関わらず、コンプレッサー９ａに流入する空気の圧力を正確に精度よく求めることができる。特に、大気圧力PATMをそのまま入口圧力Paとして使用するような従来の手法と比較すると、格段に入口圧力Paの推定精度を高めることができ、ターボチャージャー回転速度Ntの推定精度を向上させることができる。
（６）また、上記のエンジン制御装置１では、エアフローセンサー１３の出力特性に応じた複数の圧力低下量マップが車種毎に設定されている。これにより、異なる車種に対して同一のデータセットを適用することが容易となり、コストを削減することができる。
（７）また、上記のエンジン制御装置１では、エンジン１０のインマニ圧力PIMを基準と
し、空気流量AFSREALを用いてコンプレッサー９ａの出口圧力Pciを推定している。この空気流量AFSREALの値には、例えば還流路３４を流れるEGRガスの流量変化による影響や外乱の影響が反映されており、すなわち、空気流量AFSREALはコンプレッサー９ａから実際に
吐出された空気の圧力と密接に関連して変化する。したがって、空気流量AFSREALを用いた演算を実施することで、コンプレッサー９ａの出口圧力Pciを正確に精度よく求めることができ、ターボチャージャー回転速度Ntの推定精度を向上させることができる。
（８）さらに、上記のエンジン制御装置１では、コンプレッサー９ａよりも下流側の吸気系の圧力損失（第二圧力損失）と空気流量AFSREALとの相関関係を利用して、コンプレッサー９ａの出口圧力Pciを推定している。この第二圧力損失は、コンプレッサー９ａよりも下流側の空気流量AFSREALに基づいて演算されるため、EGRガスの流量や外乱の有無に依らない正確な値となる。したがって、コンプレッサー９ａの出口圧力Pciを正確に精度よ
く求めることができ、ターボチャージャー回転速度Ntの推定精度を向上させることができる。
　［５．変形例］
　上述の実施形態では、コンプレッサー９ａの出口とインマニ２６との間で生じる第二圧力損失と空気流量との相関を利用して出口圧力Pciを推定するものを例示したが、出口圧力Pciの推定手法はこれに限定されない。例えば、ターボチャージャー９のブースト圧力（過給圧力）とインマニ圧力PIMとの関係を予め数式やマップとして記憶しておき、インマニ圧力センサー１４で検出されたインマニ圧力PIMから出口圧力Pciの推定値を演算してもよい。あるいは、インマニ温度センサー１５で検出されたインマニ温度TIMを加味して出口圧力Pciの推定値を演算してもよい。
　この場合、図５に示すように、出口圧力推定部３にはインマニ圧力PIM及びインマニ温度TIMと出口圧力Pciとの関係を記述した出口圧力マップを設定しておく。この出口圧力マップでは、例えばインマニ圧力PIMが増大するほど出口圧力Pciも増大し、インマニ温度TIMが上昇するほど出口圧力Pciも増大するような相関関係が記述される。このような出口圧力マップを用いて、出口圧力推定部３は、インマニ圧力PIM及びインマニ温度TIMに基づき、出口圧力Pciを推定する構成とすることが考えられる。
　このような構成においても、上述の実施形態と同様に、コンプレッサー９ａの出口圧力Pciを正確に精度よく求めることができ、ターボチャージャー９の回転速度Ntの推定精度を向上させることができる。また、推定される出口圧力Pciの値には、コンプレッサー９ａよりも下流側の吸気系の温度が反映され、すなわち空気の密度が出口圧力Pciに与える影響が考慮されている。したがって、精度の高い出口圧力Pciを取得することができる。
　また、上述の実施形態では、コンプレッサー９ａの入口圧力Pa及び出口圧力Pciのそれぞれの推定値を演算するものを例示したが、コンプレッサー９ａの上流側及び下流側のそれぞれに圧力センサーを設けて、入口圧力Pa，出口圧力Pciを検出する構成としてもよい。すなわち、コンプレッサー９ａの入口圧力Paや出口圧力Pciを吸気通路８内の直上流，直下流で直接検出する構成とする。この場合、より正確な給気圧力比PRを算出することができ、ターボチャージャー回転速度Ntの推定精度を向上させることができる。
　また、上述の実施形態では、外気温度THAを用いて体積流量QREALや補正係数kを演算するものを例示したが、外気温度THAの代わりにコンプレッサー９ａに流入する吸気の温度（入口温度）を用いて体積流量QREALや補正係数kを演算してもよい。つまり、コンプレッサー９ａの入口温度を直接取得する入口温度センサーを上流吸気通路８ａ内に設けてもよい。このような構成により、入口圧力Paの推定精度をさらに向上させることができる。
　また、上述の実施形態では、排気圧力を利用して過給するターボチャージャー９のコンプレッサー９ａの回転速度を算出するものを例示したが、本件の適用対象となる過給機の種類はターボチャージャーに限定されない。例えば、スーパーチャージャーや電動過給機等への適用も可能である。少なくとも、コンプレッサー９ａに相当する圧縮機を有する過給機であれば、上記のエンジン制御装置１を適用することで、精度よく回転速度を推定することができる。
　また、上述の実施形態では、多気筒のディーゼルエンジン１０に適用されたターボチャージャー９を制御する制御装置を例示したが、本制御装置の制御対象となる過給機の適用対象はエンジン１０の燃焼形式や気筒数に限定されない。例えば、ガソリンエンジンに適用されたターボチャージャー９の制御装置に対して、上述の実施形態の制御を適用することが可能である。
１　エンジン制御装置
２　入口圧力推定部（入口圧力推定手段）
３　出口圧力推定部（出口圧力推定手段）
４　圧力比算出部（圧力比算出手段）
５　回転速度推定部（推定手段）
６　温度補正部
８　吸気通路
　８ａ　上流吸気通路
　８ｂ　下流吸気通路
９　ターボチャージャー（過給機）
　９ａ　コンプレッサー
　９ｂ　タービン
１１　大気圧力センサー（大気圧力検出手段）
１２　外気温度センサー（入口温度取得手段）
１３　エアフローセンサー（流量検出手段）
１４　インマニ圧力センサー（インマニ圧力検出手段）
１５　インマニ温度センサー（インマニ温度検出手段）

Claims (9)

  1. 　内燃機関の吸気系に搭載された過給機の制御装置において、
    　前記過給機のコンプレッサーに吸入される空気流量を検出する流量検出手段と、
    　前記コンプレッサーの入口圧力に対する出口圧力の比を給気圧力比として算出する圧力比算出手段と、
    　前記流量検出手段で検出された前記空気流量及び前記圧力比算出手段で算出された前記給気圧力比に基づき、前記コンプレッサーの回転速度を推定する推定手段と
    を備えたことを特徴とする、過給機の制御装置。
  2. 　前記コンプレッサーの入口温度を取得する入口温度取得手段を備え、
    　前記推定手段が、前記入口温度取得手段で取得された前記入口温度に基づき、前記コンプレッサーの回転速度を補正する
    ことを特徴とする、請求項１記載の過給機の制御装置。
  3. 　前記流量検出手段が、前記空気流量を質量流量として検出し、
    　前記推定手段が、前記入口温度と前記入口圧力とに基づいて前記質量流量を体積流量に換算するとともに、前記体積流量を用いて前記コンプレッサーの回転速度を推定する
    ことを特徴とする、請求項２記載の過給機の制御装置。
  4. 　大気圧力を検出する大気圧力検出手段と、
    　前記大気圧力検出手段で検出された前記大気圧力及び前記流量検出手段で検出された前記空気流量に基づき、前記入口圧力を推定する入口圧力推定手段とを備えた
    ことを特徴とする、請求項１～３の何れか１項に記載の過給機の制御装置。
  5. 　前記入口圧力推定手段が、前記空気流量に基づいて前記コンプレッサーよりも上流側の吸気系の圧力損失である第一圧力損失を推定するとともに、前記大気圧力から前記第一圧力損失を減じたものを前記入口圧力として推定する
    ことを特徴とする、請求項４記載の過給機の制御装置。
  6. 　前記入口圧力推定手段が、吸気系の構造が異なる車種毎に予め設定された、前記大気圧力，前記空気流量及び前記第一圧力損失の相関関係を用いて前記入口圧力を推定する
    ことを特徴とする、請求項４又は５記載の過給機の制御装置。
  7. 　前記内燃機関のインマニ圧力を検出するインマニ圧力検出手段と、
    　前記インマニ圧力検出手段で検出された前記インマニ圧力及び前記流量検出手段で検出された前記空気流量に基づき、前記コンプレッサーの出口圧力を推定する出口圧力推定手段とを備えた
    ことを特徴とする。請求項１～６の何れか１項に記載の過給機の制御装置。
  8. 　前記出口圧力推定手段が、前記空気流量に基づいて前記コンプレッサーよりも下流側の吸気系の圧力損失である第二圧力損失を推定するとともに、前記第二圧力損失と前記インマニ圧力との加算値を前記出口圧力として推定する
    ことを特徴とする、請求項７記載の過給機の制御装置。
  9. 　前記内燃機関のインマニ温度を検出するインマニ温度検出手段を備え、
    　前記出口圧力推定手段が、前記インマニ温度検出手段で検出された前記インマニ温度に基づき、前記出口圧力の推定値を補正する
    ことを特徴とする、請求項７又は８記載の過給機の制御装置。
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Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2868895A1 (en) * 2012-06-27 2015-05-06 Hino Motors, Ltd. Turbo rotational frequency detection device
JP2016089667A (ja) * 2014-10-31 2016-05-23 株式会社デンソー 制御装置
CN107567603A (zh) * 2015-05-06 2018-01-09 沃尔沃卡车集团 对压缩机速度进行建模的方法
JP2020051431A (ja) * 2019-12-25 2020-04-02 ボルボトラックコーポレーション 圧縮機速度をモデル化する方法
US11053875B2 (en) 2016-02-10 2021-07-06 Garrett Transportation I Inc. System and method for estimating turbo speed of an engine
CN114763764A (zh) * 2021-01-14 2022-07-19 广州汽车集团股份有限公司 一种电动增压器的控制方法、系统及设备

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2016020670A (ja) * 2014-07-15 2016-02-04 ヤンマー株式会社 エンジン
JP2016089708A (ja) * 2014-11-04 2016-05-23 ヤンマー株式会社 エンジン

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002349279A (ja) * 2001-05-08 2002-12-04 Audi Ag 周囲空気の密度に関係して内燃機関のターボチャージャ過給圧の制限を調整する方法
JP2007321687A (ja) * 2006-06-02 2007-12-13 Denso Corp ターボチャージャ付き内燃機関の制御装置
JP2009180162A (ja) * 2008-01-31 2009-08-13 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関のターボ過給機制御装置
WO2011099173A1 (ja) * 2010-02-09 2011-08-18 三菱重工業株式会社 ターボチャージャ付きエンジンの制御装置

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US7127892B2 (en) * 2004-08-13 2006-10-31 Cummins, Inc. Techniques for determining turbocharger speed
US7861580B2 (en) * 2008-06-23 2011-01-04 Cummins Ip, Inc. Virtual turbine speed sensor

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002349279A (ja) * 2001-05-08 2002-12-04 Audi Ag 周囲空気の密度に関係して内燃機関のターボチャージャ過給圧の制限を調整する方法
JP2007321687A (ja) * 2006-06-02 2007-12-13 Denso Corp ターボチャージャ付き内燃機関の制御装置
JP2009180162A (ja) * 2008-01-31 2009-08-13 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関のターボ過給機制御装置
WO2011099173A1 (ja) * 2010-02-09 2011-08-18 三菱重工業株式会社 ターボチャージャ付きエンジンの制御装置

Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2868895A1 (en) * 2012-06-27 2015-05-06 Hino Motors, Ltd. Turbo rotational frequency detection device
EP2868895A4 (en) * 2012-06-27 2016-03-02 Hino Motors Ltd TURBOCHARGER ROTATION FREQUENCY DETECTION DEVICE
JP2016089667A (ja) * 2014-10-31 2016-05-23 株式会社デンソー 制御装置
CN107567603A (zh) * 2015-05-06 2018-01-09 沃尔沃卡车集团 对压缩机速度进行建模的方法
JP2018515711A (ja) * 2015-05-06 2018-06-14 ボルボトラックコーポレーション 圧縮機速度をモデル化する方法
US10428677B2 (en) 2015-05-06 2019-10-01 Volvo Truck Corporation Method for modeling a compressor speed
US10801356B2 (en) 2015-05-06 2020-10-13 Volvo Truck Corporation Method for modeling a compressor speed
US11053875B2 (en) 2016-02-10 2021-07-06 Garrett Transportation I Inc. System and method for estimating turbo speed of an engine
JP2020051431A (ja) * 2019-12-25 2020-04-02 ボルボトラックコーポレーション 圧縮機速度をモデル化する方法
CN114763764A (zh) * 2021-01-14 2022-07-19 广州汽车集团股份有限公司 一种电动增压器的控制方法、系统及设备

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