WO2015011999A1 - 内燃エンジンの始動制御装置及び始動制御方法 - Google Patents

内燃エンジンの始動制御装置及び始動制御方法 Download PDF

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internal combustion
combustion engine
torque
start control
cranking
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鈴木　宏之
和彦 菅原
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日産自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to an apparatus and method for controlling the start of an internal combustion engine.
  • An object of the present invention is to provide a start control device and a start control method for an internal combustion engine that can prevent failure of cranking using combustion pressure in advance and prevent adverse effects on drivability. Is to provide.
  • the present invention solves the above problems by the following means.
  • One embodiment of an internal combustion engine start control device is to crank the internal combustion engine with the combustion pressure generated by supplying fuel to the expansion stroke cylinder and igniting the fuel, and using an electric motor for the internal combustion engine.
  • a torque balance estimation unit for estimating a torque balance obtained by subtracting a resistance torque generated when cranking the internal combustion engine from a cranking torque due to combustion pressure; and a motor torque to be output by the motor based on the estimated torque balance
  • An electric motor torque setting unit for setting
  • FIG. 1 is a diagram showing an example of a power train of a hybrid vehicle equipped with an internal combustion engine start control device according to the present invention.
  • FIG. 2 is a block diagram showing the contents of the torque balance estimation unit and the motor torque setting unit.
  • FIG. 3 is a block diagram showing the contents of the cylinder gas weight estimation unit.
  • FIG. 4 is a block diagram showing the contents of the in-cylinder pressure estimation unit.
  • FIG. 5 is a block diagram showing the contents of the in-cylinder gas temperature estimation unit.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating a calculation map of the wall temperature calculation unit.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining a conversion coefficient for converting the wall temperature into the gas temperature.
  • FIG. 8 is a diagram for explaining the contents of the first embodiment.
  • FIG. 9 is a block diagram illustrating the contents of the torque balance estimation unit and the motor torque setting unit of the second embodiment.
  • FIG. 10 is a flowchart showing the contents of the motor torque setting unit of the third embodiment.
  • FIG. 1 is a diagram showing an example of a power train of a hybrid vehicle equipped with an internal combustion engine start control device according to the present invention.
  • the vehicle 10 is a so-called hybrid vehicle (Hybrid Electric Vehicle) in which the drive wheels 2 are driven by the internal combustion engine 1 and the motor generator 5.
  • FIG. 1 illustrates a vehicle 10 of a front engine / rear wheel drive.
  • the power train of the vehicle 10 shown in FIG. 1 includes an internal combustion engine 1, an automatic transmission 3, and a motor generator 5.
  • the automatic transmission 3 is arranged in tandem behind the internal combustion engine 1 in the longitudinal direction of the vehicle in the same manner as a normal rear wheel drive vehicle.
  • the motor generator 5 is disposed between the internal combustion engine 1 and the automatic transmission 3.
  • the motor generator 5 is coupled to the shaft 4 that transmits the rotation from the internal combustion engine 1, specifically, the crankshaft 1 a to the input shaft 3 a of the automatic transmission 3.
  • the motor generator 5 functions as a motor according to the driving state of the vehicle 10 and also functions as a generator.
  • the first clutch CL1 is interposed between the internal combustion engine 1 and the motor generator 5, more specifically, between the crankshaft 1a and the shaft 4.
  • the first clutch CL1 can change the transmission torque capacity continuously or stepwise.
  • a clutch for example, there is a wet multi-plate clutch capable of changing the transmission torque capacity by continuously controlling the clutch hydraulic oil flow rate and the clutch hydraulic pressure with a proportional solenoid.
  • the state where the transmission torque capacity is zero is a state where the first clutch CL1 is completely disconnected, and the state where the internal combustion engine 1 and the motor generator 5 are completely disconnected.
  • the output torque of the internal combustion engine 1 is not transmitted to the drive wheels 2, but only the output torque of the motor generator 5 is transmitted to the drive wheels 2.
  • the mode that travels in this state is the EV mode, that is, the electric travel mode.
  • the output torque of the internal combustion engine 1 is also transmitted to the drive wheels 2 together with the output torque of the motor generator 5.
  • the mode that travels in this state is the HEV mode, that is, the hybrid travel mode. In this way, the travel mode is switched by the engagement / disengagement of the first clutch CL1.
  • the second clutch CL2 is interposed between the motor generator 5 and the differential gear device 6, more specifically between the shaft 4 and the input shaft 3a of the automatic transmission 3.
  • the second clutch CL2 may be disposed inside the automatic transmission 3.
  • the second clutch CL2 may be realized by diverting the friction element for selecting the forward shift stage or the friction element for selecting the reverse shift stage existing in the automatic transmission 3.
  • the second clutch CL2 can change the transmission torque capacity continuously or stepwise.
  • a clutch for example, there is a wet multi-plate clutch capable of changing the transmission torque capacity by continuously controlling the clutch hydraulic oil flow rate and the clutch hydraulic pressure with a proportional solenoid.
  • the state where the transmission torque capacity becomes zero is a state where the second clutch CL2 is completely disconnected, and the motor generator 5 and the differential gear device 6 are completely disconnected.
  • slip control is performed by reducing the transmission torque capacity of the second clutch CL2. Then, the shock when starting the internal combustion engine 1 is not easily transmitted to the drive wheels 2.
  • the automatic transmission 3 has an oil pump that rotates together with the input shaft 3a.
  • the automatic transmission 3 selectively engages or disengages a plurality of friction elements such as clutches and brakes by the oil pressure of the oil pump. To decide. Accordingly, the automatic transmission 3 shifts the rotation from the input shaft 3a at a gear ratio corresponding to the selected shift stage, and outputs it to the output shaft 3b. This output rotation is distributed and transmitted to the left and right drive wheels 2 by the differential gear device 6 and is used for traveling of the vehicle 10.
  • the automatic transmission 3 is not limited to the stepped type as described above, and may be a continuously variable transmission.
  • the vehicle 10 equipped with the power train of FIG. 1 described above travels mainly in the electric travel mode when traveling at a low load and a low vehicle speed including starting from a stopped state.
  • the electric travel mode power from the internal combustion engine 1 is unnecessary, so the internal combustion engine 1 is stopped.
  • the first clutch CL1 is released.
  • the second clutch CL2 is engaged.
  • the automatic transmission 3 is brought into a power transmission state. In this state, the motor generator 5 is driven. Then, only the output rotation from the motor generator 5 reaches the input shaft 3 a of the automatic transmission 3.
  • the automatic transmission 3 shifts the rotation input from the input shaft 3a according to the selected shift stage, and outputs it from the output shaft 3b.
  • the rotation output from the output shaft 3 b of the automatic transmission 3 then reaches the drive wheel 2 via the differential gear device 6. In this way, the vehicle 10 travels only by the motor generator 5 in the electric travel mode.
  • the transmission torque capacity of the first clutch CL ⁇ b> 1 is increased to transmit the rotational torque of the motor generator 5 to the internal combustion engine 1, and cranking is performed by the motor generator 5.
  • FIG. 2 is a block diagram showing the contents of the torque balance estimation unit 100 and the motor torque setting unit 200.
  • the torque balance estimation unit 100 includes a combustion torque calculation unit 110, a compression reaction force estimation unit 120, a friction estimation unit 130, and a torque balance calculation unit 140.
  • the combustion torque calculation unit 110 calculates a combustion torque, which is a cranking torque due to the combustion pressure generated in the expansion stroke cylinder, based on the gas weight in the expansion stroke cylinder.
  • the combustion torque increases as the gas weight in the expansion stroke cylinder increases.
  • the combustion torque calculation unit 110 may obtain the combustion torque based on a preset map, or may obtain the combustion torque based on an arithmetic expression. The method for obtaining the gas weight in the cylinder will be described later.
  • the friction estimation unit 130 estimates friction generated during cranking. This friction is affected by the lubricating oil temperature. The lower the lubricant temperature, the greater the friction.
  • the friction estimation unit 130 may obtain friction based on a preset map or may obtain friction based on an arithmetic expression.
  • the torque balance calculation unit 140 calculates the torque balance by subtracting the compression reaction force and friction from the combustion torque of the expansion stroke cylinder.
  • the compression reaction force and the friction are appropriately referred to as “resistance torque”.
  • the torque balance is negative, the combustion torque of the expansion stroke cylinder is smaller than the compression reaction force and friction, and the internal combustion engine 1 cannot be cranked only with the combustion torque of the expansion stroke cylinder. If the torque balance is positive, the combustion torque of the expansion stroke cylinder is larger than the compression reaction force and friction, and the internal combustion engine 1 can be cranked only by the combustion torque of the expansion stroke cylinder. It is not expected to become.
  • the motor torque setting unit 200 sets the cranking torque by the motor generator 5. If the torque balance is negative and the sum of the torque balance and the expansion stroke combustion start mode torque, which is the reference value, is positive, the internal combustion engine 1 is assisted by assisting with the expansion stroke combustion start mode torque. Can be cranked. Therefore, in this case, the motor torque setting unit 200 sets the expansion stroke combustion start mode torque as the cranking torque by the motor generator 5.
  • the motor torque setting unit 200 sets the normal start mode torque as the cranking torque by the motor generator 5 so that the cranking can be performed without using the combustion pressure of the internal combustion engine 1.
  • FIG. 3 is a block diagram showing the contents of the cylinder gas weight estimation unit 300.
  • the cylinder gas density calculation unit 310 calculates the cylinder gas density based on the cylinder pressure and the cylinder gas temperature. In this embodiment, the in-cylinder pressure and the in-cylinder gas temperature are estimated, but a specific estimation method will be described later.
  • the cylinder volume calculation unit 320 calculates the cylinder volume based on the piston stop position.
  • the output changeover switch unit 340 switches the output depending on whether a condition for executing the expansion stroke combustion is satisfied.
  • This condition is as follows. If the engine coolant temperature is low and the warm-up is not completed, the expansion stroke combustion cannot be executed, so the condition is not satisfied. Further, the engine coolant temperature may rise abnormally for some reason. Even in such a case, the expansion stroke combustion cannot be executed. In addition, if the atmospheric pressure is low, the air density decreases, so there is a possibility that a sufficient combustion pressure cannot be obtained. Therefore, if the atmospheric pressure is lower than the reference atmospheric pressure, the expansion stroke combustion cannot be executed. Also, the outside air temperature may be low in cold regions.
  • the output changeover switch unit 340 outputs the in-cylinder gas weight that is the output of the multiplier 330 if the condition for executing the expansion stroke combustion is satisfied. If the conditions for executing the expansion stroke combustion are not satisfied, zero is output and the cylinder gas weight that is the output of the multiplier 330 is not output.
  • the in-cylinder pressure estimation unit 400 estimates the in-cylinder pressure.
  • In-cylinder pressure estimation unit 400 includes a correction coefficient calculation unit 410, an adder 420, a multiplier 430, and an output changeover switch unit 440.
  • the correction coefficient calculation unit 410 calculates a correction coefficient based on the elapsed time since the internal combustion engine 1 was stopped. If sufficient time has elapsed, the in-cylinder pressure has converged to atmospheric pressure. At that time, the correction coefficient calculation unit 410 sets the correction coefficient so that a pressure corresponding to atmospheric pressure is output from the multiplier 430. Calculate. For simplicity, the correction coefficient calculation unit 410 may calculate the correction coefficient so that a pressure corresponding to the atmospheric pressure is output from the multiplier 430 regardless of the elapsed time.
  • Multiplier 430 multiplies the pressure output from adder 420 by the correction coefficient output from correction coefficient calculation unit 410. As described above, if a sufficient time has elapsed since the internal combustion engine 1 was stopped, the in-cylinder pressure has converged to the atmospheric pressure. At that time, the multiplier 430 outputs a pressure corresponding to the atmospheric pressure. .
  • the output changeover switch unit 440 switches the output depending on whether a condition for executing the expansion stroke combustion is satisfied. Since the specific contents are the same as those of the output changeover switch unit 340, the details are omitted.
  • the output changeover switch unit 440 outputs the estimated in-cylinder pressure that is the output of the multiplier 430 if the condition for executing the expansion stroke combustion is satisfied. If the condition for executing the expansion stroke combustion is not satisfied, zero is output and the estimated in-cylinder pressure that is the output of the multiplier 430 is not output.
  • FIG. 5 is a block diagram showing the contents of the cylinder gas temperature estimation unit.
  • the cylinder gas temperature estimation unit 500 estimates the cylinder gas temperature.
  • In-cylinder gas temperature estimation unit 500 includes a wall temperature calculation unit 510, an adder 520, and an output changeover switch unit 530.
  • the wall temperature calculation unit 510 inputs the coolant temperature and calculates the wall temperature of the cylinder bore. Specifically, a calculation map is set in advance, and the wall temperature is obtained by applying the cooling water temperature to this calculation map. The specific contents of the calculation map will be described later.
  • the adder 520 adds the conversion coefficient for converting the wall temperature to the gas temperature and outputs the estimated in-cylinder gas temperature. The specific contents of this conversion coefficient will be described later.
  • the output changeover switch unit 530 switches the output depending on whether or not a condition for executing the expansion stroke combustion is satisfied. Since the specific contents are the same as those of the output changeover switch unit 340, the details are omitted.
  • the output changeover switch unit 530 outputs the estimated in-cylinder gas temperature that is the output of the adder 520 if the condition for executing the expansion stroke combustion is satisfied. If the conditions for executing the expansion stroke combustion are not satisfied, zero is output and the estimated in-cylinder gas temperature that is the output of the adder 520 is not output.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining a calculation map of the wall temperature calculation unit 510.
  • the calculation map is set based on actual measurement data.
  • FIG. 6 shows an example of actually measured data.
  • the horizontal axis in FIG. 6 is the water temperature
  • the vertical axis is the wall temperature.
  • the correlation between the cooling water temperature and the wall temperature at the upper, middle and lower parts of the cylinder bore was plotted. It can be seen that the wall temperature rises at a constant gradient with respect to the rise of the cooling water temperature at any location.
  • the wall temperature calculation unit 510 inputs the coolant temperature and calculates the wall temperature of the cylinder bore.
  • the wall temperature of the cylinder bore may be calculated by adding a predetermined conversion temperature to the cooling water temperature.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining a conversion coefficient for converting the wall temperature into the gas temperature.
  • the horizontal axis represents the elapsed time since the internal combustion engine 1 stopped, and the vertical axis represents the temperature.
  • the broken line is the wall temperature Twall
  • the solid line is the in-cylinder gas temperature Tgas # TDC when the piston is at TDC
  • the alternate long and short dash line is the in-cylinder gas temperature Tgas # BDC when the piston is at BDC.
  • the horizontal axis of FIG. 7 (B) is the elapsed time after the internal combustion engine 1 is stopped, and the time corresponding to a part of FIG. 7 (A) is taken out.
  • the vertical axis is the temperature difference from the wall temperature.
  • the wall temperature Twall gradually decreases with time.
  • the in-cylinder gas temperature Tgas # TDC is initially higher than the wall temperature Twall, but decreases with the passage of time and matches the wall temperature Twall.
  • the in-cylinder gas temperature Tgas # BDC is initially the same as the in-cylinder gas temperature Tgas # TDC. However, although the temperature change is slower than the in-cylinder gas temperature Tgas # TDC, it eventually coincides with the wall temperature Twall.
  • the temperature difference ⁇ Tgas # TDC is initially large, but eventually converges to zero.
  • the temperature difference ⁇ Tgas # BDC converges to zero before long although the temperature change is slower than the temperature difference ⁇ Tgas # TDC.
  • the conversion coefficient for converting the perfect temperature into the gas temperature is set along such a tendency. That is, the temperature difference between the in-cylinder gas temperature and the wall temperature is set closer to zero as time elapses after the internal combustion engine 1 is stopped, or is set in consideration of the temperature change according to the piston position. Is done.
  • FIG. 7 shows data when the piston position is a top dead center and a bottom dead center, and the position between them may be interpolated based on the top dead center data and the bottom dead center data.
  • the time required for the temperature difference between the in-cylinder gas temperature and the wall temperature to converge to zero is several seconds to several tens of seconds, which is a short time. Further, this temperature difference is not so large, and it can be considered that the temperature is within an error range when the wall temperature calculation unit 510 calculates the wall temperature of the cylinder bore. Therefore, for simplicity, the conversion coefficient for converting the wall temperature into the gas temperature may be zero.
  • shaft of FIG. 8 is a compression reaction force plus friction, ie, resistance torque.
  • the horizontal axis represents the expansion stroke combustion torque.
  • the expansion stroke combustion torque and the resistance torque are A1
  • the torque balance that is the expansion stroke combustion torque minus the resistance torque is zero.
  • the torque balance L0 line connecting these is the torque balance zero line.
  • the lower right region from the torque balance L0 line is a positive torque balance region
  • the upper left region from the torque balance L0 line is a negative torque balance region.
  • the two curves shown in the figure are plots of changes in the torque balance of the expansion stroke cylinder of the internal combustion engine 1 having different specifications for each piston stop position.
  • the black circle internal combustion engine 1 has a higher compression ratio and the intake valve closing timing IVC is later than the white circle internal combustion engine 1.
  • the torque balance is negative, if it is larger than the torque balance of the torque balance L5 line, in other words, if the absolute value is smaller than the torque balance of the torque balance L5 line, the torque balance is the same as that of the torque balance L0 line. Plotted between balance L5 lines. In this case, the added value of the torque balance and the expansion stroke combustion start mode torque becomes positive. Therefore, in this case, the internal combustion engine 1 is cranked by the combustion pressure generated by supplying the fuel to the expansion stroke cylinder and igniting the fuel, and the torque of the motor generator 5 is used as the expansion stroke combustion start mode torque. Assist in ranking.
  • the torque balance is negative and smaller than the torque balance of the torque balance L5 line, in other words, if the absolute value is larger than the torque balance of the torque balance L5 line, the torque balance is the upper left of the torque balance L5 line. Is plotted in In this case, the sum of the torque balance and the expansion stroke combustion start mode torque is negative. In this state, the internal combustion engine 1 cannot be cranked by using the torque of the motor generator 5 as the expansion stroke combustion start mode torque. Therefore, in this case, the normal start mode torque is set as the cranking torque by the motor generator 5 so that cranking can be performed without using the combustion pressure of the internal combustion engine 1.
  • the torque balance obtained by subtracting the resistance torque generated when cranking the internal combustion engine 1 from the cranking torque due to the combustion pressure is estimated, and the torque output from the motor generator 5 based on the torque balance was set. If this is not done, it is necessary to change to a mode in which the internal combustion engine 1 can be started without using the combustion pressure after actually failing to start the expansion stroke combustion, and to crank the motor generator 5. . However, in this way, it takes time until the internal combustion engine 1 can be actually started, which adversely affects the drivability.
  • the torque balance is obtained by subtracting the compression reaction force and the resistance torque that is the friction from the combustion torque of the expansion stroke cylinder. Since it did in this way, it can be determined correctly whether the expansion stroke combustion start actually succeeds or fails.
  • the in-cylinder gas temperature is estimated based on the known cooling water temperature. Since it did in this way, an unnecessary increase in cost is not caused.
  • the in-cylinder pressure is estimated based on the atmospheric pressure, which is the atmospheric pressure, and the elapsed time after the internal combustion engine 1 is stopped. This also does not cause an unnecessary increase in cost.
  • the torque transmitted from the motor generator 5 is set in two stages of the expansion stroke combustion start mode torque or the normal start mode torque by adjusting the transmission torque capacity of the first clutch CL1. In this way, the system can be simplified and can be realized at a lower price than the case where it can be set steplessly.
  • the in-cylinder pressure is estimated based on the atmospheric pressure
  • the in-cylinder gas temperature is estimated based on the cooling water temperature
  • the cranking torque due to the combustion pressure is estimated based on these estimated values
  • at least the internal combustion engine The resistance torque is estimated based on the piston stop position and the lubricating oil temperature of the engine 1, and the torque balance is estimated from these. Since it did in this way, it can presume also considering ambient environmental conditions and can ensure reliable startability irrespective of environmental conditions.
  • FIG. 9 is a block diagram showing the contents of the torque balance estimation unit 100 and the motor torque setting unit 200 of the second embodiment.
  • the torque of the motor generator 5 may be determined in relation to the expansion stroke combustion start mode torque that is one reference value. However, the torque of the motor generator 5 is determined in multiple stages in relation to a plurality of reference values. May be set automatically. Further, the cranking torque by the motor generator 5 may be set steplessly so that the value obtained by adding the cranking torque by the motor generator 5 to the torque balance becomes constant. In this way, more accurate control can be performed.
  • FIG. 10 is a flowchart showing the contents of the motor torque setting unit 200 of the third embodiment.
  • the torque balance is estimated, and based on the estimation result, it is determined whether the cranking torque by the motor generator 5 is the expansion stroke combustion start mode torque or the normal start mode torque.
  • step S201 the controller determines whether or not the cooling water temperature is within a predetermined range. If the cooling water temperature is too low, the wall temperature of the cylinder bore is low and the in-cylinder gas temperature is low. In such a state, vaporization of the fuel is not promoted, and there is a possibility that expansion stroke combustion cannot be performed. On the other hand, the higher the in-cylinder gas temperature, the smaller the air density, and the lower the cranking torque when the expansion stroke is combusted. Therefore, in this step S201, it is determined whether or not the cooling water temperature becomes the in-cylinder gas temperature at which a sufficient cranking torque due to the combustion pressure can be obtained. If the determination result is positive, the controller proceeds to step S202. If the determination result is negative, the controller proceeds to step S205.
  • step S202 the controller determines whether the atmospheric pressure is lower than the threshold value. If the atmospheric pressure is too low, the in-cylinder pressure is also low. If the in-cylinder pressure is low, the air density becomes small, and the cranking torque when the expansion stroke is combusted becomes small. Therefore, in this step S202, it is determined whether or not the atmospheric pressure is sufficient to obtain a sufficient cranking torque due to the combustion pressure. If the determination result is negative, the controller proceeds to step S203, and if the determination result is positive, the controller proceeds to step S205.
  • step S203 the controller determines whether or not the lubricant temperature is lower than the threshold value. If the cooling oil temperature is low, the friction increases, and the resistance torque against the cranking torque during combustion in the expansion stroke increases. Therefore, in this step S203, it is determined whether or not the resistance torque is excessive. If the determination result is negative, the controller proceeds to step S204, and if the determination result is positive, the controller proceeds to step S205.
  • step S204 the controller sets the expansion stroke combustion start mode torque as the cranking torque by the motor generator 5.
  • step S205 the controller uses the normal start mode torque as the cranking torque by the motor generator 5.
  • the crank stroke torque by the motor generator 5 is set as the expansion stroke combustion start mode torque or the normal start mode based on the element for estimating the torque balance without calculating the torque balance. Decide whether to use torque. Therefore, the cranking torque by the motor generator 5 can be easily determined.
  • the vehicle shown in FIG. 1 is merely an example, and may be another type of hybrid vehicle.
  • the conventional internal combustion engine vehicle which does not use a traveling motor may be used.
  • cranking torque transmitted from the motor generator 5 to the internal combustion engine 1 is adjusted by changing the transmission torque capacity of the first clutch CL1, but the output torque itself of the motor generator 5 is changed. It may be.

Abstract

　膨張行程気筒に燃料を供給しこの燃料に点火して発生した燃焼圧力で内燃エンジンをクランキングするとともに、内燃エンジンに対して電動機でクランキングをアシストして内燃エンジンを始動する膨張行程燃焼始動モードを有する内燃エンジンの始動を制御する装置であって、燃焼圧力によるクランキングトルクから、内燃エンジンをクランキングするときに生じる抵抗トルクを差し引いたトルク収支を推定するトルク収支推定部と、推定したトルク収支に基づいて電動機が出力すべき電動機トルクを設定する電動機トルク設定部と、を含む。

Description

内燃エンジンの始動制御装置及び始動制御方法
　この発明は、内燃エンジンの始動を制御する装置及び方法に関する。
　ＪＰ２００５－３０２１７Ａに記載された技術では、エンジン停止時に膨張行程気筒に燃料を噴射する。そして、内燃エンジンを始動するときには、この燃料に点火して発生した燃焼圧力で内燃エンジンをクランキングするとともに、エンジン始動用モーターでクランキングをアシストする。
　しかしながら、特許文献１では、燃焼圧力で内燃エンジンをクランキングしようとして燃料に点火しても燃焼せず、燃焼圧力を利用したクランキングに失敗する可能性がある。このようにクランキングに失敗した場合には、始動モードを変更して電動機の始動トルクを増大する必要がある。結果、始動に時間を要し、運転性に悪影響を与えることとなってしまう。
　本発明は、このような従来の問題点に着目してなされた。本発明の目的は、燃焼圧力を利用したクランキングに失敗することを事前に回避し、運転性に悪影響を与えてしまうことを防止することが可能な内燃エンジンの始動制御装置及び始動制御方法を提供することである。
　本発明は以下のような解決手段によって前記課題を解決する。
　本発明による内燃エンジン始動制御装置のひとつの実施形態は、膨張行程気筒に燃料を供給しこの燃料に点火して発生した燃焼圧力で内燃エンジンをクランキングするとともに、前記内燃エンジンに対して電動機でクランキングをアシストして内燃エンジンを始動する膨張行程燃焼始動モードを有する内燃エンジンの始動を制御する。そして、燃焼圧力によるクランキングトルクから、内燃エンジンをクランキングするときに生じる抵抗トルクを差し引いたトルク収支を推定するトルク収支推定部と、推定したトルク収支に基づいて前記電動機が出力すべき電動機トルクを設定する電動機トルク設定部と、を含む。
図１は、本発明による内燃エンジン始動制御装置を搭載するハイブリッド車両のパワートレインの一例を示す図である。 図２は、トルク収支推定部及び電動機トルク設定部の内容を示すブロック図である。 図３は、筒内ガス重量推定部の内容を示すブロック図である。 図４は、筒内圧推定部の内容を示すブロック図である。 図５は、筒内ガス温度推定部の内容を示すブロック図である。 図６は、壁温算出部の演算マップについて説明する図である。 図７は、璧温をガス温度に変換する変換係数について説明する図である。 図８は、第１実施形態の内容を説明する図である。 図９は、第２実施形態のトルク収支推定部及び電動機トルク設定部の内容を示すブロック図である。 図１０は、第３実施形態の電動機トルク設定部の内容を示すフローチャートである。
　以下、添付図面を参照しながら本発明の実施形態について説明する。
　（第１実施形態）
　図１は、本発明による内燃エンジン始動制御装置を搭載するハイブリッド車両のパワートレインの一例を示す図である。
　車両１０は、内燃エンジン１及びモータージェネレーター５によって駆動輪２を駆動するいわゆるハイブリッド車両(Hybrid Electric Vehicle)である。図１には、フロントエンジン・リヤホイールドライブの車両１０を例示する。
　図１に示された車両１０のパワートレインは、内燃エンジン１と、オートマチックトランスミッション３と、モータージェネレーター５と、を含む。
　オートマチックトランスミッション３は、通常の後輪駆動車と同様に内燃エンジン１の車両前後方向後方にタンデムに配置される。
　モータージェネレーター５は、内燃エンジン１及びオートマチックトランスミッション３の間に配置される。モータージェネレーター５は、内燃エンジン１、具体的にはクランクシャフト１ａからの回転をオートマチックトランスミッション３の入力軸３ａへ伝達する軸４に結合される。モータージェネレーター５は、車両１０の運転状態に応じてモーターとして作用するとともにジェネレーターとしても作用する。
　内燃エンジン１及びモータージェネレーター５の間、より詳しくは、クランクシャフト１ａと軸４との間には、第１クラッチＣＬ１が介挿される。第１クラッチＣＬ１は、伝達トルク容量を連続的又は段階的に変更可能である。このようなクラッチとしては、たとえば、比例ソレノイドでクラッチ作動油流量及びクラッチ作動油圧を連続的に制御して伝達トルク容量を変更可能な湿式多板クラッチがある。伝達トルク容量がゼロになった状態が、第１クラッチＣＬ１が完全に切り離された状態であり、内燃エンジン１及びモータージェネレーター５の間が完全に切り離された状態である。
　第１クラッチＣＬ１が完全に切り離されると、内燃エンジン１の出力トルクは駆動輪２に伝わらず、モータージェネレーター５の出力トルクだけが駆動輪２に伝わる。この状態で走行するモードがＥＶモード、すなわち電気走行モードである。一方、第１クラッチＣＬ１が接続されると、内燃エンジン１の出力トルクも、モータージェネレーター５の出力トルクとともに、駆動輪２に伝わる。この状態で走行するモードがＨＥＶモード、すなわちハイブリッド走行モードである。このように第１クラッチＣＬ１の断続によって走行モードが切り替えられる。
　モータージェネレーター５及びディファレンシャルギヤ装置６の間、より詳しくは、軸４とオートマチックトランスミッション３の入力軸３ａとの間には、第２クラッチＣＬ２が介挿される。なお第２クラッチＣＬ２をオートマチックトランスミッション３の内部に配置してもよい。また、たとえば、オートマチックトランスミッション３の内部に既存する前進シフト段選択用の摩擦要素又は後退シフト段選択用の摩擦要素を流用することで第２クラッチＣＬ２を実現してもよい。
　第２クラッチＣＬ２も第１クラッチＣＬ１と同様に、伝達トルク容量を連続的又は段階的に変更可能である。このようなクラッチとしては、たとえば、比例ソレノイドでクラッチ作動油流量及びクラッチ作動油圧を連続的に制御して伝達トルク容量を変更可能な湿式多板クラッチがある。伝達トルク容量がゼロになった状態が、第２クラッチＣＬ２が完全に切り離された状態であり、モータージェネレーター５及びディファレンシャルギヤ装置６の間が完全に切り離された状態である。内燃エンジン１を始動するときには、第２クラッチＣＬ２の伝達トルク容量を小さくしてスリップ制御する。すると内燃エンジン１を始動するときのショックが駆動輪２に伝わりにくくなる。
　オートマチックトランスミッション３は、入力軸３ａとともに回転するオイルポンプを内蔵している。オートマチックトランスミッション３は、このオイルポンプのオイル圧によってクラッチやブレーキ等の複数の摩擦要素を選択的に締結したり解放することで、摩擦要素の締結・解放組み合わせによって伝動系路、換言すればシフト段を決定する。したがってオートマチックトランスミッション３は、入力軸３ａからの回転を選択シフト段に応じたギヤ比で変速して出力軸３ｂに出力する。この出力回転は、ディファレンシャルギヤ装置６によって左右の駆動輪２へ分配して伝達され、車両１０の走行に供される。ただしオートマチックトランスミッション３は、上記したような有段式のものに限られず、無段変速機であってもよい。
　上述した図１のパワートレインを搭載する車両１０においては、停車状態からの発進などを含む低負荷・低車速で走行するときは、主として電気走行モードで走行する。電気走行モードでは、内燃エンジン１からの動力が不要であるので、内燃エンジン１を停止する。そして、第１クラッチＣＬ１を解放する。また第２クラッチＣＬ２を締結する。さらにオートマチックトランスミッション３を動力伝達状態にする。この状態でモータージェネレーター５を駆動する。するとモータージェネレーター５からの出力回転のみがオートマチックトランスミッション３の入力軸３ａに達する。オートマチックトランスミッション３は、入力軸３ａから入力した回転を選択中のシフト段に応じ変速して、出力軸３ｂから出力する。オートマチックトランスミッション３の出力軸３ｂから出力された回転は、その後、ディファレンシャルギヤ装置６を経て駆動輪２に至る。このようにして、車両１０は、電気走行モードでは、モータージェネレーター５のみによって走行する。
　高負荷・高車速で走行するときは、主としてハイブリッド走行モードで走行する。ハイブリッド走行モードでは、内燃エンジン１を始動し、第１クラッチＣＬ１及び第２クラッチＣＬ２をともに締結し、オートマチックトランスミッション３を動力伝達状態にする。この状態では、内燃エンジン１からの出力回転及びモータージェネレーター５からの出力回転が入力軸３ａに達する。オートマチックトランスミッション３は、入力軸３ａから入力した回転を選択中のシフト段に応じ変速して、出力軸３ｂから出力する。出力軸３ｂから出力された回転は、その後、ディファレンシャルギヤ装置６を経て駆動輪２に至る。このようにして、車両１０は、ハイブリッド走行モードでは、内燃エンジン１及びモータージェネレーター５によって走行する。
　ハイブリッド走行モードで走行中に、内燃エンジン１を最適燃費で運転させるとエネルギーが余剰となる場合がある。このような場合には、余剰エネルギーによってモータージェネレーター５を作動させて余剰エネルギーを電力に変換し、この電力をモータージェネレーター５のモーター駆動に用いるよう蓄電する。このようにすることで、内燃エンジン１の燃費が向上する。
　電気走行モードからハイブリッド走行モードに移行するときは、内燃エンジン１を始動する必要がある。そこで、第１クラッチＣＬ１の伝達トルク容量を上げてモータージェネレーター５の回転トルクを内燃エンジン１に伝達して、モータージェネレーター５でクランキングする。
　しかしながら、このようにする場合には、モータージェネレーター５によるクランキングトルクを確保したうえで、余剰のトルクで走行しなければならず、モータージェネレーター５が本来出力可能なトルクよりも小さなトルクでしか走行できない。したがって、電気走行モードの走行域が狭められてしまい、電気走行モードでの走行による燃費向上効果が低下してしまう。
　そこで、本実施形態では、膨張行程の気筒に燃料を供給しこの燃料に点火して発生した燃焼圧力で内燃エンジン１をクランキングできる場合には、このクランキングを優先する。そして、さらにモータージェネレーター５の回転トルクを内燃エンジン１に伝達して、モータージェネレーター５でクランキングをアシストする。膨張行程燃焼始動モードはこのようにして内燃エンジン１を始動するモードであり、このようにすれば、モータージェネレーター５によるクランキングトルクを小さくでき、その分、電気走行モードの走行域を広げることができる。したがって、電気走行モードでの走行による燃費向上効果が大きくなる。
　ところで、内燃エンジン１の燃焼圧力によるクランキング始動を試みたが、燃焼圧力によって内燃エンジン１が始動しない事態も想定される。このような場合に、内燃エンジン１が始動しないことを受けて、第１クラッチＣＬ１の伝達トルク容量をさらに上げてモータージェネレーター５による始動トルクを増大することも考えられる。
　しかしながら、このようにしては、内燃エンジン１を実際に始動できるまでに時間を要することとなるので、運転性に悪影響を与えてしまう。
　そこで、発明者らは、鋭意研究し、内燃エンジン１の燃焼圧力を利用するクランキング始動が可能であるか否かを正確に判定し、可能であるときにのみ燃焼圧力を利用するクランキング始動を試みるようにした。このようにすることで、無用に燃焼圧力を利用するクランキング始動を試みてしまって、実際に失敗してから始動モードを変更する事態にならず、運転性に悪影響を与えてしまうことを防止できるのである。具体的な内容は、以下で説明される。
　図２は、トルク収支推定部１００及び電動機トルク設定部２００の内容を示すブロック図である。
　トルク収支推定部１００は、燃焼トルク演算部１１０と、圧縮反力推定部１２０と、フリクション推定部１３０と、トルク収支演算部１４０と、を含む。
　燃焼トルク演算部１１０は、膨張行程気筒内のガス重量に基づいて、この膨張行程気筒で生ずる燃焼圧力によるクランキングトルクである燃焼トルクを演算する。この燃焼トルクは、膨張行程気筒内のガス重量が多いほど、大きい。燃焼トルク演算部１１０は、予め設定されたマップに基づいて燃焼トルクを求めてもよいし、演算式に基づいて燃焼トルクを求めてもよい。なお筒内のガス重量の求め方については、後述される。
　圧縮反力推定部１２０は、クランキング時に圧縮行程気筒に生じる反力である圧縮反力を推定する。この圧縮反力は、内燃エンジン１を停止してからの経過時間とピストン停止位置とから求まる。当該位置は具体的には、クランクアングルである。内燃エンジン１を停止した直後は、圧縮行程気筒の筒内圧が大気圧よりも大であるが、時間が経過するにつれて大気圧に近づく。このようになるほど、圧縮反力が小さくなる。クランクアングルは、上死点ＴＤＣに近いほど、圧縮反力が大きくなる。これらの関係を考慮して、圧縮反力推定部１２０は、クランキング時に圧縮行程気筒に生じる圧縮反力を推定する。
　フリクション推定部１３０は、クランキング時に生じるフリクションを推定する。このフリクションは、潤滑油温の影響を受ける。潤滑油温が低いほど、フリクションは大きくなる。フリクション推定部１３０は、予め設定されたマップに基づいてフリクションを求めてもよいし、演算式に基づいてフリクションを求めてもよい。
　トルク収支演算部１４０は、膨張行程気筒の燃焼トルクから、圧縮反力及びフリクションを差し引いて、トルク収支を演算する。以下、圧縮反力及びフリクションを適宜「抵抗トルク」と称する。
　トルク収支が負であれば、膨張行程気筒の燃焼トルクが圧縮反力及びフリクションよりも小さく、膨張行程気筒の燃焼トルクだけでは内燃エンジン１をクランキングできない状態である。トルク収支が正であれば、膨張行程気筒の燃焼トルクが圧縮反力及びフリクションよりも大きく、膨張行程気筒の燃焼トルクだけで内燃エンジン１をクランキングできる状態であるが、通常、このような状態になることは想定されない。
　電動機トルク設定部２００は、モータージェネレーター５によるクランキングトルクを設定する。トルク収支が負の場合であって、トルク収支と基準値である膨張行程燃焼始動モード用トルクとの加算値が正であれば、膨張行程燃焼始動モード用トルクでアシストすることで、内燃エンジン１をクランキングできる。このためこの場合には、電動機トルク設定部２００は、モータージェネレーター５によるクランキングトルクとして、膨張行程燃焼始動モード用トルクを設定する。
　トルク収支が負の場合であって、トルク収支と膨張行程燃焼始動モード用トルクとの加算値が負であれば、膨張行程燃焼始動モード用トルクでアシストしても、内燃エンジン１をクランキングできない。このためこの場合には、電動機トルク設定部２００は、内燃エンジン１の燃焼圧力を利用しなくてもクランキングできるように、モータージェネレーター５によるクランキングトルクとして、通常始動モード用トルクを設定する。
　図３は、筒内ガス重量推定部３００の内容を示すブロック図である。
　筒内ガス重量推定部３００は、筒内ガス密度演算部３１０と、筒内容積演算部３２０と、乗算器３３０と、出力切替スイッチ部３４０と、を含む。
　筒内ガス密度演算部３１０は、筒内圧及び筒内ガス温度に基づいて筒内ガス密度を演算する。なお本実施形態では、筒内圧及び筒内ガス温度を推定しているが、具体的な推定方法については後述する。
　筒内容積演算部３２０は、ピストン停止位置に基づいて筒内容積を演算する。
　乗算器３３０は、筒内ガス密度及び筒内容積を乗算して筒内ガス重量を演算する。
　出力切替スイッチ部３４０は、膨張行程燃焼を実行する条件が成立しているか否かによって出力を切り替える。この条件について例を挙げるとたとえば以下の通りである。エンジン冷却水温が低く、暖機が完了していなければ、膨張行程燃焼を実行できないので、条件が不成立である。また何らかの理由によって、エンジン冷却水温が異常上昇する場合がある。このような場合にも、膨張行程燃焼を実行できない。また気圧が低ければ空気密度が下がるので、燃焼圧力が十分に得られないおそれがある。そこで、気圧が基準気圧よりも低ければ、膨張行程燃焼を実行できない。また寒地などで外気温が低いことがある。このような場合には筒内に噴射された燃料が十分に気化できないおそれがある。このような場合にも、膨張行程燃焼を実行できない。このように、エンジン冷却水温、気圧、外気温の少なくともいずれかひとつに基づいて、膨張行程燃焼を実行できるか否かを判定する。なお、エンジン冷却水温、気圧、外気温の条件を適宜組み合わせて判定してもよい。また他の条件によって判定してもよい。
　出力切替スイッチ部３４０は、膨張行程燃焼を実行する条件が成立していれば、乗算器３３０の出力である筒内ガス重量を出力する。また、膨張行程燃焼を実行する条件が成立しなければ、ゼロを出力し、乗算器３３０の出力である筒内ガス重量を出力しない。
　図４は、筒内圧推定部の内容を示すブロック図である。
　筒内圧推定部４００は、筒内圧を推定する。筒内圧推定部４００は、補正係数演算部４１０と、加算器４２０と、乗算器４３０と、出力切替スイッチ部４４０と、を含む。
　補正係数演算部４１０は、内燃エンジン１を停止してからの経過時間に基づいて補正係数を演算する。十分時間が経過していれば筒内圧は大気圧に収束しているので、そのときは、乗算器４３０から大気圧相当の圧力が出力されるように、補正係数演算部４１０は、補正係数を演算する。なお簡易的には、経過時間にかかわらず、乗算器４３０から大気圧相当の圧力が出力されるように、補正係数演算部４１０が補正係数を演算してもよい。
　加算器４２０は、大気圧検出値と筒内圧初期値とを加算する。なお筒内圧初期値の精度を上げるには、ピストン停止位置を考慮して筒内圧初期値を設定すればよい。しかしながら、内燃エンジン１が停止するときのピストン停止位置は、内燃エンジン１の仕様によって定まる各気筒の筒内圧バランスによって、略一定に落ち着く。そこで、簡易的には予め設定されている定数を用いてもよい。
　乗算器４３０は、加算器４２０から出力される圧力に、補正係数演算部４１０から出力される補正係数を乗算する。上述のように、内燃エンジン１を停止してから十分時間が経過していれば筒内圧は大気圧に収束しているので、そのときは、乗算器４３０から大気圧相当の圧力が出力される。
　出力切替スイッチ部４４０は、膨張行程燃焼を実行する条件が成立しているか否かによって出力を切り替える。具体的な内容は、出力切替スイッチ部３４０と同じであるので、詳細を省略する。出力切替スイッチ部４４０は、膨張行程燃焼を実行する条件が成立していれば、乗算器４３０の出力である推定筒内圧を出力する。また、膨張行程燃焼を実行する条件が成立しなければ、ゼロを出力し、乗算器４３０の出力である推定筒内圧を出力しない。
　図５は、筒内ガス温度推定部の内容を示すブロック図である。
　筒内ガス温度推定部５００は、筒内ガス温度を推定する。筒内ガス温度推定部５００は、壁温算出部５１０と、加算器５２０と、出力切替スイッチ部５３０と、を含む。
　壁温算出部５１０は、冷却水温を入力してシリンダーボアの壁温を算出する。具体的には、予め演算マップが設定されており、この演算マップに冷却水温を適用して壁温を求める。なお演算マップの具体的な内容については後述する。
　加算器５２０は、璧温をガス温度に変換する変換係数を璧温に加算して、推定筒内ガス温度を出力する。なおこの変換係数の具体的な内容については後述する。
　出力切替スイッチ部５３０は、膨張行程燃焼を実行する条件が成立しているか否かによって出力を切り替える。具体的な内容は、出力切替スイッチ部３４０と同じであるので、詳細を省略する。出力切替スイッチ部５３０は、膨張行程燃焼を実行する条件が成立していれば、加算器５２０の出力である推定筒内ガス温度を出力する。膨張行程燃焼を実行する条件が成立しなければ、ゼロを出力し、加算器５２０の出力である推定筒内ガス温度を出力しない。
　図６は、壁温算出部５１０の演算マップについて説明する図である。
　演算マップは、実測データに基づいて設定されている。図６は実測データの一例を示す。図６の横軸は水温、縦軸は壁温である。演算マップでは、シリンダーボアの上部、中部、下部の冷却水温と壁温との相関をプロットした。いずれの箇所でも、冷却水温の上昇に対して一定勾配で壁温が上昇することが判る。この関係を利用して、壁温算出部５１０は、冷却水温を入力してシリンダーボアの壁温を算出する。具体的には、冷却水温に対して所定の変換温度を加算してシリンダーボアの壁温を算出すればよい。
　図７は、璧温をガス温度に変換する変換係数について説明する図である。図７(Ａ)の横軸は内燃エンジン１が停止してからの経過時間、縦軸が温度である。図中、破線が壁温Ｔwall、実線がピストンがＴＤＣにあるときの筒内ガス温Ｔgas#TDC、一点鎖線がピストンがＢＤＣにあるときの筒内ガス温Ｔgas#BDCである。図７(Ｂ)の横軸は内燃エンジン１が停止してからの経過時間であって図７(Ａ)の一部にあたる時間を取りだした。縦軸が壁温との温度差である。図中、実線がピストンがＴＤＣにあるときの筒内ガス温と壁温との温度差ΔＴgas#TDC（＝Ｔgas#TDC － Ｔwall）、一点鎖線がピストンがＢＤＣにあるときの筒内ガス温と壁温との温度差ΔＴgas#BDC（＝Ｔgas#BDC － Ｔwall）である。
　図７(Ａ)から判るように、壁温Ｔwallは、時間の経過につれて徐々に低下する。筒内ガス温Ｔgas#TDCは、初期は、壁温Ｔwallよりも高温であるが、時間の経過につれて低下し、壁温Ｔwallに一致する。筒内ガス温Ｔgas#BDCは、初期は、筒内ガス温Ｔgas#TDCと同じであるが、筒内ガス温Ｔgas#TDCよりも温度変化が遅いものの、やがて壁温Ｔwallに一致する。
　温度差を見ると、図７(Ｂ)から判るように、初期は、温度差ΔＴgas#TDCが大きいものの、やがてゼロに収束する。温度差ΔＴgas#BDCは、温度差ΔＴgas#TDCに比べれば温度変化が遅いものの、やがてゼロに収束する。
　璧温をガス温度に変換する変換係数は、このような傾向に沿って設定される。すなわち、内燃エンジン１が停止してからの時間が経過するほど筒内ガス温と壁温との温度差がゼロに近づくように設定されたり、さらにピストン位置に応じた温度変化を考慮して設定される。図７は、ピストン位置が上死点及び下死点の場合のデータであるが、それらの間の位置については、上死点のデータ及び下死点のデータに基づいて補間すればよい。
　なお筒内ガス温と壁温との温度差がゼロに収束するまでに要する時間は、数秒から十数秒であり短時間である。また、この温度差もそれほど大きくなく、壁温算出部５１０がシリンダーボアの壁温を算出するときの誤差範囲内であると考えることもできる。そこで、簡易的には、璧温をガス温度に変換する変換係数をゼロとしても良い。
　次に、以上の内容を図８に沿って説明する。なお図８の縦軸は、圧縮反力プラスフリクションすなわち抵抗トルクである。横軸は、膨張行程燃焼トルクである。
　ポイントＰ１では、膨張行程燃焼トルク及び抵抗トルクがＡ１であり、膨張行程燃焼トルクマイナス抵抗トルクであるトルク収支がゼロである。ポイントＰ２～Ｐ５でも同様であって、いずれもトルク収支がゼロである。そして、これらを結んだトルク収支Ｌ０ラインがトルク収支ゼロラインである。トルク収支Ｌ０ラインよりも右下の領域がトルク収支が正の領域であり、トルク収支Ｌ０ラインよりも左上の領域がトルク収支が負の領域である。
　図中に示された２本の曲線は、仕様の異なる内燃エンジン１の膨張行程気筒のトルク収支の変化を、ピストン停止位置ごとにプロットしたものである。黒円の内燃エンジン１は、白丸の内燃エンジン１に比べて圧縮比が高く、吸気弁閉時期ＩＶＣが遅い。
　トルク収支が負であっても、トルク収支Ｌ５ラインのトルク収支よりも大きければ、換言すれば絶対値としてはトルク収支Ｌ５ラインのトルク収支よりも小さければ、トルク収支が、トルク収支Ｌ０ラインとトルク収支Ｌ５ラインの間にプロットされる。この場合は、トルク収支と膨張行程燃焼始動モード用トルクとの加算値が正になる。そこでこの場合は、膨張行程気筒に燃料を供給しこの燃料に点火して発生した燃焼圧力で内燃エンジン１をクランキングするとともに、モータージェネレーター５のトルクを膨張行程燃焼始動モード用トルクとして、燃焼クランキングをアシストする。
　トルク収支が負であって、トルク収支Ｌ５ラインのトルク収支よりも小さければ、換言すれば、絶対値としてはトルク収支Ｌ５ラインのトルク収支よりも大きければ、トルク収支が、トルク収支Ｌ５ラインの左上にプロットされる。この場合は、トルク収支と膨張行程燃焼始動モード用トルクとの加算値が負になる。この状態では、モータージェネレーター５のトルクを膨張行程燃焼始動モード用トルクとすることでは、内燃エンジン１をクランキングできない。そこで、この場合は、内燃エンジン１の燃焼圧力を利用しなくてもクランキングできるように、モータージェネレーター５によるクランキングトルクとして、通常始動モード用トルクを設定する。
　以上説明した実施形態によれば、燃焼圧力によるクランキングトルクから、内燃エンジン１をクランキングするときに生じる抵抗トルクを差し引いたトルク収支を推定し、トルク収支に基づいてモータージェネレーター５が出力するトルクを設定するようにした。もし、このようにしなければ、実際に膨張行程燃焼始動に失敗してから、燃焼圧力を利用しなくても内燃エンジン１を始動できるモードに変更して、モータージェネレーター５でクランキングする必要がある。しかしながら、このようにしては、内燃エンジン１を実際に始動できるまでに時間を要することとなるので、運転性に悪影響を与えてしまう。
　本実施形態では、燃焼圧力を利用したクランキングに失敗することを事前に回避できるので、実際に失敗してから始動モードを変える事態にならず、運転性に悪影響を与えてしまうことを防止できるのである。
　また本実施形態では、トルク収支を、膨張行程気筒の燃焼トルクから、圧縮反力及びフリクションである抵抗トルクを差し引いて求めるようにした。このようにしたので、実際に膨張行程燃焼始動に成功するか失敗するかを正確に判定できる。
　また本実施形態では、筒内ガス温度を、既知の冷却水温に基づいて推定する。このようにしたので、コストの無用な増大を招かない。
　また本実施形態では、筒内圧を、雰囲気圧である大気圧及び内燃エンジン１を停止してからの経過時間に基づいて推定する。この点でも、コストの無用な増大を招かない。
　また本実施形態では、第１クラッチＣＬ１の伝達トルク容量を調整することで、モータージェネレーター５から伝達されるトルクを、膨張行程燃焼始動モード用トルク又は通常始動モード用トルクの二段階で設定する。このようにすれば、無段階に設定できる場合に比べて、システムを簡素化でき、廉価に実現できる。
　また本実施形態では、大気圧に基づいて筒内圧を推定し、冷却水温に基づいて筒内ガス温度を推定し、これらの推定値に基づいて燃焼圧力によるクランキングトルクを推定するとともに、少なくとも内燃エンジン１のピストン停止位置及び潤滑油温に基づいて抵抗トルクを推定して、これらからトルク収支を推定する。このようにしたので、周囲環境条件をも考慮して推定することができ、環境条件にかかわらず、確実な始動性を確保できる。
　（第２実施形態）
　図９は、第２実施形態のトルク収支推定部１００及び電動機トルク設定部２００の内容を示すブロック図である。
　第１実施形態では、トルク収支と膨張行程燃焼始動モード用トルクとの関係で、モータージェネレーター５によるクランキングトルクとして、膨張行程燃焼始動モード用トルクとするか、通常始動モード用トルクとするかを決定した。このようにひとつの基準値である膨張行程燃焼始動モード用トルクとの関係で、モータージェネレーター５のトルクを決定してもよいが、複数の基準値との関係で、モータージェネレーター５のトルクを多段的に設定してもよい。さらに、トルク収支にモータージェネレーター５によるクランキングトルクを加算した値が一定になるように、モータージェネレーター５によるクランキングトルクを無段階に設定してもよい。このようにすれば、より高精度な制御を実行できる。
　（第３実施形態）
　図１０は、第３実施形態の電動機トルク設定部２００の内容を示すフローチャートである。
　上記実施形態では、トルク収支を推定し、その推定結果に基づいて、モータージェネレーター５によるクランキングトルクとして、膨張行程燃焼始動モード用トルクとするか、通常始動モード用トルクとするかを決定した。
　これに対して、本実施形態では、トルク収支を推定するための要素に着目し、これらの要素に基づいて、膨張行程燃焼始動モード用トルクとするか、通常始動モード用トルクとするかを決定する。以下、具体的な内容を説明する。
　ステップＳ２０１においてコントローラーは、冷却水温が所定範囲内であるか否かを判定する。冷却水温が低すぎれば、シリンダーボアの壁温も低く、筒内ガス温度が低い状態である。このような状態では、燃料の気化が促進されず、膨張行程燃焼できない可能性がある。その一方で、筒内ガス温度が高いほど空気密度が小さくなり、膨張行程燃焼したときのクランキングトルクが小さくなる。そこで、このステップＳ２０１では、燃焼圧力による十分なクランキングトルクを得ることができる筒内ガス温度になる冷却水温であるか否かを判定するのである。コントローラーは、判定結果が肯であればステップＳ２０２へ処理を移行し、判定結果が否であればステップＳ２０５へ処理を移行する。
　ステップＳ２０２においてコントローラーは、大気圧が閾値よりも低いか否かを判定する。大気圧が低すぎれば、筒内圧も低い。筒内圧が低ければ、空気密度が小さくなり、膨張行程燃焼したときのクランキングトルクが小さくなる。そこで、このステップＳ２０２では、燃焼圧力による十分なクランキングトルクを得ることができる大気圧であるか否かを判定するのである。コントローラーは、判定結果が否であればステップＳ２０３へ処理を移行し、判定結果が肯であればステップＳ２０５へ処理を移行する。
　ステップＳ２０３においてコントローラーは、潤滑油温が閾値よりも低いか否かを判定する。冷却油温が低ければ、フリクションが大きくなり、膨張行程燃焼したときのクランキングトルクに抗する抵抗トルクが大きくなる。そこで、このステップＳ２０３では、抵抗トルクが過大ではないか否かを判定するのである。コントローラーは、判定結果が否であればステップＳ２０４へ処理を移行し、判定結果が肯であればステップＳ２０５へ処理を移行する。
　ステップＳ２０４においてコントローラーは、モータージェネレーター５によるクランキングトルクとして、膨張行程燃焼始動モード用トルクとする。
　ステップＳ２０５においてコントローラーは、モータージェネレーター５によるクランキングトルクとして、通常始動モード用トルクとする。
　本実施形態によれば、トルク収支を計算することなく、トルク収支を推定するための要素に基づいて、モータージェネレーター５によるクランキングトルクとして、膨張行程燃焼始動モード用トルクとするか、通常始動モード用トルクとするかを決定する。したがって、モータージェネレーター５によるクランキングトルクを簡易に決定できる。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　たとえば、図１に示された車両は一例に過ぎず、他のタイプのハイブリッド車両であってもよい。また走行モーターを用いないコンベンショナルな内燃エンジン車両であってもよい。
　また上記実施形態では、第１クラッチＣＬ１の伝達トルク容量を変更することで、モータージェネレーター５から内燃エンジン１に伝達されるクランキングトルクを調整したが、モータージェネレーター５の出力トルク自体を変更するものであってもよい。
　上記実施形態は、適宜組み合わせ可能である。
　本願は２０１３年７月２３日に日本国特許庁に出願された特願２０１３－１５２５２２に基づく優先権を主張し、この出願のすべての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (7)

  1. 　膨張行程気筒に燃料を供給しこの燃料に点火して発生した燃焼圧力で内燃エンジンをクランキングするとともに、前記内燃エンジンに対して電動機でクランキングをアシストして前記内燃エンジンを始動する膨張行程燃焼始動モードを有する前記内燃エンジンの始動を制御する内燃エンジン始動制御装置であって、
    　燃焼圧力によるクランキングトルクから、前記内燃エンジンをクランキングするときに生じる抵抗トルクを差し引いたトルク収支を推定するトルク収支推定部と、
    　推定したトルク収支に基づいて前記電動機が出力すべき電動機トルクを設定する電動機トルク設定部と、
    を含む内燃エンジン始動制御装置。
  2. 　請求項１に記載の内燃エンジン始動制御装置において、
    　前記電動機トルク設定部は、前記トルク収支に応じて前記電動機トルクを段階的に設定する、
    内燃エンジン始動制御装置。
  3. 　請求項１又は請求項２に記載の内燃エンジン始動制御装置において、
    　前記電動機トルク設定部は、前記トルク収支の絶対値が所定値よりも小さければ、膨張行程燃焼始動モード用に前記電動機トルクを設定し、前記トルク収支の絶対値が所定値よりも大きければ、前記内燃エンジンの燃焼圧力を利用しなくても前記内燃エンジンを始動できるように前記電動機トルクを設定する、
    内燃エンジン始動制御装置。
  4. 　請求項１に記載の内燃エンジン始動制御装置において、
    　前記電動機トルク設定部は、前記トルク収支に応じて前記電動機トルクを無段階に設定する、
    内燃エンジン始動制御装置。
  5. 　請求項１から請求項４までのいずれか１項に記載の内燃エンジン始動制御装置において、
    　前記トルク収支推定部は、大気圧に基づいて筒内圧を推定し、冷却水温に基づいて筒内ガス温度を推定し、これらの推定値に基づいて前記燃焼圧力によるクランキングトルクを推定するとともに、少なくとも前記内燃エンジンのピストン停止位置及び潤滑油温に基づいて前記抵抗トルクを推定する、
    内燃エンジン始動制御装置。
  6. 　膨張行程気筒に燃料を供給しこの燃料に点火して発生した燃焼圧力で内燃エンジンをクランキングするとともに、前記内燃エンジンに対して電動機でクランキングをアシストして前記内燃エンジンを始動する膨張行程燃焼始動モードを有する前記内燃エンジンの始動を制御する内燃エンジン始動制御装置であって、
    　冷却水温が所定範囲内である、かつ、大気圧が第１の閾値よりも高い、かつ、潤滑油温が第２の閾値よりも高い場合には、膨張行程燃焼始動モード用に前記電動機トルクを設定し、冷却水温が前記所定範囲外である、又は、大気圧が前記第１の閾値よりも低い、又は、潤滑油温が前記第２の閾値よりも低い場合には、前記内燃エンジンの燃焼圧力を利用しなくても前記内燃エンジンを始動できるように前記電動機トルクを設定する電動機トルク設定部を含む、
    内燃エンジン始動制御装置。
  7. 　膨張行程気筒に燃料を供給しこの燃料に点火して発生した燃焼圧力で内燃エンジンをクランキングするとともに、前記内燃エンジンに対して電動機でクランキングをアシストして前記内燃エンジンを始動する膨張行程燃焼始動モードを有する前記内燃エンジンの始動を制御する内燃エンジン始動制御方法であって、
    　燃焼圧力によるクランキングトルクから、前記内燃エンジンをクランキングするときに生じる抵抗トルクを差し引いたトルク収支を推定するトルク収支推定手順と、
    　推定したトルク収支に基づいて前記電動機が出力すべき電動機トルクを設定する電動機トルク設定手順と、
    を含む内燃エンジン始動制御方法。
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