WO2022219952A1 - 内燃機関制御装置 - Google Patents

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engine control
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義寛 助川
好彦 赤城
一浩 押領司
賢吾 熊野
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日立Astemo株式会社
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Definitions

  • the present invention relates to an internal combustion engine control device.
  • an in-cylinder pressure sensor is provided to detect the cylinder pressure as the in-cylinder pressure, the indicated torque and the pump loss torque are calculated based on the in-cylinder pressure detected by the in-cylinder pressure sensor, and the indicated torque and the pump loss torque are calculated. is used to calculate the engine torque of an internal combustion engine.
  • Patent Document 2 describes a technique of sampling the in-cylinder pressure at a crank angle position of 60° before top dead center and at a crank angle position of 60° after top dead center, and adopting the detected pressure ratio as a combustion state parameter.
  • the method of estimating the combustion state based on the measurement result (in-cylinder pressure) of the in-cylinder pressure sensor described in Patent Document 1 is a predetermined section of the engine cycle, for example, in a section of 360° crank angle centering on the compression top dead center. time-series pressure values are required. Furthermore, in order to estimate the combustion state with sufficient accuracy, it is necessary to sample the pressure at intervals of approximately 1° or less of the crank angle. Therefore, a control device for estimating the combustion state is required to have a large storage capacity and high-speed computing power. A pressure sensor that supports high-speed sampling is also required. There is a problem that the cost of the engine system increases due to these factors.
  • Patent Document 2 describes that the cylinder pressure is detected at a crank angle position of 60° before the top dead center and at a crank angle position of 60° after the top dead center. It has been found that the combustion state of an internal combustion engine (engine) cannot be accurately estimated based on the internal pressure.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide an internal combustion engine control device capable of estimating the combustion state of an internal combustion engine at low cost.
  • An internal combustion engine control device estimates a combustion state of an internal combustion engine based on a first in-cylinder pressure acquired near ignition timing and a second in-cylinder pressure acquired near combustion end timing.
  • a combustion state estimator is provided.
  • the internal-combustion-engine control apparatus which can estimate the combustion state of an internal-combustion engine at low cost can be provided. Problems, configurations, and effects other than those described above will be clarified by the following description of the embodiments.
  • FIG. 1 is a block diagram showing a configuration example of a controller according to a first embodiment of the present invention
  • FIG. FIG. 5 is a flowchart showing an example of a process of estimating the magnitude of engine torque fluctuation, which is performed by a torque fluctuation estimating section of the controller according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 4 is a characteristic diagram showing the correlation between the cycle variation rate of differential pressure and the magnitude of engine torque variation according to the first embodiment of the present invention
  • 4 is a graph showing an example of in-cylinder pressure detection timing according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a characteristic diagram showing an example of an estimation error of torque fluctuation with respect to the difference between the acquisition timing of the first in-cylinder pressure and the ignition timing according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 5 is a diagram showing a desirable change form of the acquisition timing of the first in-cylinder pressure with respect to the change of the ignition timing according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 5 is a characteristic diagram showing an example of an estimation error of engine torque fluctuation with respect to a difference between a second in-cylinder pressure acquisition timing and CA90+20° according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 4 is a characteristic diagram showing the relationship between the combustion timing and the integrated value of the heat release rate according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 5 is a diagram showing a desirable variation of the second in-cylinder pressure acquisition timing with respect to a change of CA90+20° according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a diagram showing an example of control blocks of a controller that performs EGR control according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 4 is a diagram showing an example of actuator control based on deviation ⁇ CoV in the EGR system according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 4 is a diagram showing an example in which the controller according to the first embodiment of the present invention controls the amount of ignition energy, gas flow strength, compression ratio, and intake air temperature based on deviation ⁇ CoV.
  • FIG. 1 is a diagram showing a desirable variation of the second in-cylinder pressure acquisition timing with respect to a change of CA90+20° according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a diagram showing an example of control blocks of a controller that performs EGR control according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 4 is a diagram showing an
  • FIG. 5 is a diagram showing an example of actuator control based on deviation ⁇ CoV in the lean burn system according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 6 is a block diagram showing a configuration example of a controller according to a second embodiment of the present invention
  • FIG. 9 is a characteristic diagram showing the correlation between the reference combustion center of gravity and the ratio between the first and second in-cylinder pressures according to the second embodiment of the present invention
  • FIG. 9 is a diagram showing an example of correction amounts from the reference combustion center of gravity with respect to changes in volumetric efficiency according to the second embodiment of the present invention
  • FIG. 9 is a diagram showing an example of a correction amount from a reference combustion center of gravity with respect to changes in engine speed according to the second embodiment of the present invention
  • 9 is a flowchart showing an example of a procedure for estimating the center of gravity of combustion, which is performed by a center of gravity of combustion estimator of the controller according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a diagram showing a general relationship between the optimum combustion center of gravity and the fuel consumption rate of the engine according to the second embodiment of the present invention;
  • FIG. 7 is a diagram showing an example of control blocks of a controller that performs EGR control according to a second embodiment of the present invention;
  • FIG. 7 is a block diagram showing a configuration example from the ignition coil to the controller when the controller according to the second embodiment of the present invention obtains the in-cylinder pressure based on the secondary voltage of the ignition coil;
  • FIG. 9 is a characteristic diagram showing the correlation between the discharge period and the cylinder internal pressure during discharge according to the second embodiment of the present invention;
  • FIG. 8 is a block diagram showing a configuration example from a crank angle sensor to a controller when the controller according to the second embodiment of the present invention obtains the in-cylinder pressure based on the angular acceleration of the crankshaft;
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing an example of the overall configuration of an engine 1 according to a first embodiment of the invention.
  • the engine according to the embodiment of the present invention may be a multi-cylinder engine composed of a plurality of cylinders. .
  • the torque fluctuation estimator 122a sends the calculated engine torque fluctuation magnitude Cov of IMEP to the engine controller 122b (S10). After a predetermined period of time, the processing of this flowchart is performed again from step S1.
  • EGR system Next, an example of engine control by the engine control section 122b will be described.
  • the controller 12 needs to appropriately control the EGR rate in order to increase the thermal efficiency of the engine 1 .
  • a higher EGR rate at part load reduces pumping losses and increases thermal efficiency.
  • the combustion temperature is lowered by increasing the EGR rate, it is possible to reduce cooling loss and NOx emissions.
  • An operation amount calculation section 122d of the engine control section 122b calculates an operation amount for the actuator of the engine 1 based on the deviation ⁇ CoV.
  • the actuator is, for example, a device provided in the engine 1 for adjusting the opening degrees of the throttle valve 20 and the EGR valve 29 and adjusting the ignition timing of the spark plug 17b.
  • the manipulated variable calculator 122d is configured by, for example, a PID controller.
  • the manipulated variable calculation unit 122d obtains the manipulated variable of the actuator of the engine 1 so that the current engine torque fluctuation magnitude Cov of IMEP and the target engine torque fluctuation magnitude (target CoV) approach each other. Then, the engine control unit 122b sends the actuator operation amount of the engine 1 to the engine 1 to control the operating state of the engine 1.
  • FIG. 13 is a diagram showing an example in which the controller 12 controls the amount of ignition energy, strength of gas flow, compression ratio, and intake air temperature based on the deviation ⁇ CoV.
  • the horizontal axis of FIG. 13 represents the deviation .delta.CoV [%], and the vertical axis represents the ignition energy and the like.
  • the air-fuel ratio is set low so as to suppress the torque cycle fluctuation.
  • the combustion of the engine 1 is controlled to be stabilized.
  • the air-fuel ratio is set high, so the thermal efficiency can be enhanced.
  • the combustion center of gravity CA50 is defined as the crank angle at which the integral value of the heat release rate is 50% when the integral value of the heat release rate at the end of combustion is 100%. Also, the combustion center of gravity changes for each cycle due to cycle fluctuations in the combustion speed, but the combustion center of gravity CA50 according to the second embodiment indicates the combustion center of gravity averaged over a predetermined number of cycles (eg, 100 cycles).
  • the controller 12A includes an input/output unit 121, a control unit 124, and a storage unit 123 electrically connected to each other via a system bus (not shown). Since the input/output unit 121 and the storage unit 123 are the same as the input/output unit 121 and the storage unit 123 of the controller 12 in the first embodiment, detailed description thereof will be omitted.
  • the combustion center-of-gravity estimator 124a determines the reference volumetric efficiency ⁇ ref and the reference rotation speed Nref, it is possible to estimate the combustion center of gravity CA50 at the current rotation speed and volumetric efficiency.
  • FIG. 17 is a diagram showing an example of the correction amount ⁇ CA50_1 (°) from the reference combustion center of gravity CA50ref with respect to changes in volumetric efficiency (%).
  • FIG. 18 is a diagram showing an example of the correction amount ⁇ CA50_2 (°) from the reference combustion center of gravity CA50ref with respect to changes in the engine speed (1/min). Based on these correction amounts ⁇ CA50_1 and ⁇ CA50_2, the combustion center of gravity CA50 at the current rotational speed and volumetric efficiency is obtained by the following equation (2).
  • combustion center of gravity estimator 124a calculates the correction amount of the reference combustion center of gravity CA50ref from each reference value for not only the volumetric efficiency and the rotation speed, but also for the EGR rate, the air-fuel ratio, the ignition timing, the cooling water temperature, and the like. By calculating and correcting the reference combustion center of gravity CA50ref, the combustion center of gravity CA50 can be estimated with higher accuracy.
  • the combustion gravity center estimator 124a initializes the variable R to zero (S21). Next, the combustion center-of-gravity estimator 124a acquires the first in-cylinder pressure P1 near the ignition timing detected by the pressure sensor 10 (S22). Subsequently, the combustion center-of-gravity estimator 124a acquires the second in-cylinder pressure P2 near the end of combustion detected by the pressure sensor 10 (S23).
  • the combustion center-of-gravity estimator 124a obtains the cycle mean value PRmean of the pressure ratio PR by dividing the integrated value R of PR by the predetermined number of cycles N (S26).
  • combustion center of gravity estimator 124a sends the obtained combustion center of gravity CA50 to the engine controller 124b (S29).
  • FIG. 20 is a diagram showing a general relationship between the optimum combustion center of gravity CA50 and the fuel consumption rate of the engine.
  • FIG. 21 shows an example of a control block of the controller 12A that performs EGR control.
  • the combustion center-of-gravity estimator 124a estimates the current combustion center-of-gravity CA50 based on the output (in-cylinder pressure) of the pressure sensor 10 provided in the engine 1 .
  • the combustion state estimator can estimate the combustion phase based on the ratio between the first in-cylinder pressure P1 and the second in-cylinder pressure P2. For example, the combustion phase such as the 10% combustion timing CA10 and the 90% combustion timing CA90 is calculated by the combustion state estimating unit as the first in-cylinder pressure P1 acquired near the ignition timing and the first cylinder pressure P1 acquired near the combustion end timing. It can be estimated using the ratio P2/P1 to the second in-cylinder pressure P2.
  • the pressures of the reference combustion center of gravity CA50ref, the first cylinder pressure P1 acquired near the ignition timing, and the second cylinder pressure P2 acquired near the combustion end timing It was found that there is a strong correlation between the difference P2-P1 as shown in FIG. Therefore, the inventor of the present application has found that the reference combustion center of gravity CA50ref can be estimated from the pressure difference P2-P1.
  • the combustion center-of-gravity estimator 124a determines the reference volumetric efficiency ⁇ ref and the reference rotation speed Nref, it is possible to estimate the combustion center of gravity CA50 at the current rotation speed and volumetric efficiency.
  • the controllers 12 and 12A according to the above-described embodiments have shown an example in which the pressure sensor 10 is used to detect the in-cylinder pressure, but it is also possible to obtain the in-cylinder pressure using a method other than the pressure sensor 10.
  • the controller 12 can obtain the in-cylinder pressure from the discharge voltage of the ignition coil 17a. Therefore, the combustion state estimator (pressure calculator 31a) is based on the voltage value of the ignition coil (ignition coil 17a), the current value of the ignition coil (ignition coil 17a), or the discharge time of the ignition coil (ignition coil 17a). , the first in-cylinder pressure P1 and the second in-cylinder pressure P2 can be obtained.
  • FIG. 23 is a diagram showing an example of the time history of the ignition signal, the primary voltage and secondary voltage of the ignition coil 17a, and the secondary current.
  • An ignition signal is generated from the controller 12 to the ignition coil 17a. Then, the voltage on the primary side (primary voltage), the voltage on the secondary side (secondary voltage), and the current on the secondary side (secondary current) of the ignition coil 17a change with time.
  • the discharge period is defined as the period from when the ignition signal transitions from high level to low level, when the secondary current starts to change, until the secondary current returns to its original value.
  • FIG. 24 is a characteristic diagram showing the correlation between the maximum value V1max of the primary voltage immediately after the start of discharge, the maximum value V2max of the secondary voltage, and the in-cylinder pressure during discharge.
  • FIG. 24 shows changes in the ignition signal, the primary voltage and secondary voltage of the ignition coil 17a, and the secondary current.
  • the controller 12 can also obtain the in-cylinder pressure during discharge by measuring the maximum value V1max of the primary voltage of the ignition coil 17a.
  • FIG. 25 is a block diagram showing a configuration example from the ignition coil 17a to the controller 12 when the controller 12 obtains the in-cylinder pressure based on the secondary voltage of the ignition coil 17a.
  • the internal combustion engine (engine 1) has an ignition coil (ignition coil 17a) and a voltage peak value holding unit that detects the voltage of the ignition coil (ignition coil 17a) and holds the peak value of the voltage of the ignition coil (ignition coil 17a). (Peak hold circuit 30). Then, the combustion state estimator (pressure calculator 31a) calculates the first in-cylinder pressure P1 and the second in-cylinder pressure P2 based on the peak values.
  • the peak hold circuit 30 sends the maximum value V2max of the secondary voltage to the controller 12.
  • a pressure calculation unit 31a in the controller 12 obtains the cylinder pressure at the time of discharge using a correlation equation between the secondary voltage maximum value V2max and the cylinder pressure obtained by calibration in advance, or table data.
  • the pressure calculation unit 31a performs the process of obtaining the in-cylinder pressure from the primary voltage of the ignition coil 17a in the same manner as the process of obtaining the in-cylinder pressure from the secondary voltage. That is, the maximum value V1max of the primary voltage of the ignition coil 17a is detected by the peak hold circuit 30 and sent to the controller 12.
  • FIG. A pressure calculation unit 31a provided in the controller 12 obtains the cylinder pressure during discharge using a correlation equation between the primary voltage maximum value V1max and the cylinder pressure obtained by calibration in advance, or table data.
  • the pressure calculation unit 31a first calculates the secondary voltage maximum value V2max or the primary voltage maximum value associated with the discharge of the ignition timing.
  • a first in-cylinder pressure P1 is obtained based on V1max.
  • the controller 12 sends an ignition signal to the ignition coil 17a to cause the ignition coil 17a to discharge.
  • the second discharge is performed at the timing for obtaining the second in-cylinder pressure P2, but the ignition does not occur at this timing.
  • the pressure calculator 31a obtains the second in-cylinder pressure P2 based on the secondary voltage maximum value V2max or the primary voltage maximum value V1max of the ignition coil 17a during discharge.
  • the pressure calculator 31a detects the in-cylinder pressure based on the voltage of the ignition coil 17a in this way, the pressure sensor 10 becomes unnecessary and the cost of the engine system can be reduced. Moreover, there is no need for a space for mounting the pressure sensor 10 on the engine, and there is an advantage that the degree of freedom in designing the engine, such as the shape of the cooling water passage and the combustion chamber, is increased.
  • the in-cylinder pressure can be obtained by using not only the maximum voltage of the ignition coil 17a but also the discharge period.
  • the discharge period of the ignition coil 17a becomes shorter as the cylinder internal pressure becomes higher.
  • FIG. 26 shows that the period from the start of discharge until the secondary current of the ignition coil 17a becomes equal to or less than a predetermined value is the discharge period.
  • FIG. 26 is a characteristic diagram showing the correlation between the discharge period and the in-cylinder pressure during discharge. This characteristic diagram shows the result of actual measurement of the discharge period [ms] and the cylinder internal pressure during discharge using a spark ignition engine.
  • the pressure calculator 31a can obtain the in-cylinder pressure using the correlation between the in-cylinder pressure and the discharge period of the ignition coil 17a. Therefore, the combustion center of gravity CA50 can be estimated based on the first in-cylinder pressure P1 obtained in the vicinity of the ignition timing from the discharge period and the second in-cylinder pressure P2 obtained in the vicinity of the combustion end timing. Become.
  • the combustion state estimator (pressure calculator 31b) can obtain the first in-cylinder pressure P1 and the second in-cylinder pressure P2 based on the angular acceleration of the crankshaft.
  • the angular acceleration of the crankshaft is expressed by the following equation (3). ⁇ is the crank rotational speed, J is the moment of inertia, Te is the combustion torque, and TL is the load torque. Note that the load torque T L is estimated based on the rotation speed of the engine 1 .
  • combustion torque Te is expressed by the following equation (4), which is a function of the in-cylinder pressure Pc and the crank angle ⁇ .
  • the controller 12 can obtain the in-cylinder pressure Pc at the crank angle ⁇ by substituting the angular acceleration d ⁇ /dt of the crankshaft at the crank angle ⁇ into the equation (3) and solving the simultaneous equation with the equation (4). .
  • FIG. 27 is a block diagram showing a configuration example from the crank angle sensor 11 to the controller 12 when the controller 12 obtains the in-cylinder pressure based on the angular acceleration of the crankshaft.
  • the crank angle ⁇ detected by the crank angle sensor 11 is sent to the angular acceleration calculator 32 .
  • the angular acceleration calculator 32 calculates the angular acceleration d ⁇ /dt of the crankshaft using the crank angle ⁇ . Then, the angular acceleration calculator 32 sends the angular acceleration d ⁇ /dt of the crankshaft and the crank angle ⁇ to the controller 12 .
  • the pressure calculation unit 31b in the controller 12 obtains the in-cylinder pressure by solving the simultaneous equations (3) and (4).
  • the angular acceleration calculator 32 uses the crank angle sensor 11 near the ignition timing and the combustion end timing. to detect the angular acceleration d ⁇ /dt of the crankshaft. Then, the pressure calculation unit 31b solves the simultaneous equations of the equations (3) and (4) using the angular acceleration d ⁇ /dt to obtain the first in-cylinder pressure P1 near the ignition timing and the second pressure P1 near the combustion end timing. A second in-cylinder pressure P2 is obtained.
  • the controller 12 can detect the cylinder pressure using existing engine devices such as the ignition coil 17a and the crank angle sensor 11 without using the cylinder pressure sensor. . With these, it is possible to keep the system cost required for combustion state estimation low.
  • each of the above-described embodiments describes the configuration of the controller 12 in detail and specifically in order to explain the present invention in an easy-to-understand manner, and is not necessarily limited to those having all the components described. Also, it is possible to replace part of the configuration of one embodiment with the constituent elements of another embodiment. It is also possible to add components of other embodiments to the configuration of one embodiment. Moreover, it is also possible to add, replace, or delete other components for a part of the configuration of each embodiment. Further, each configuration, function, processing unit, etc.
  • controller 12 may be realized by hardware, for example, by designing a part or all of them using an integrated circuit.
  • an FPGA Field Programmable Gate Array
  • ASIC Application Specific Integrated Circuit
  • control lines and information lines indicate those considered necessary for explanation, and not all control lines and information lines are necessarily indicated on the product. In practice, it may be considered that almost all configurations are interconnected.
  • FIGS. 3 and 19 a plurality of processes may be executed in parallel or the order of processes may be changed as long as the processing results are not affected.

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Abstract

内燃機関制御装置は、点火時期近傍に取得された第一の筒内圧と、燃焼終了時期近傍に取得された第二の筒内圧と、に基づいて、エンジンの燃焼状態を推定する燃焼状態推定部を備える。燃焼状態推定部は、第一の筒内圧と第二の筒内圧との差を複数サイクルで算出し、複数サイクルにおける差の変動率に基づいて、内燃機関のトルク変動の大きさを推定する。

Description

内燃機関制御装置
　本発明は、内燃機関制御装置に関する。
　近年、自動車等の車両においては、燃料消費量（燃費）や排気ガス有害成分に関する規制が強化され、このような規制は今後もますます強化される傾向にある。このような状況下において、エンジンの燃焼室内の状態を推定し、その推定結果に基づいてエンジンを制御する技術が知られている。現在の燃焼状態に応じて空燃比や点火時期などを適切に制御することによって、エンジンの熱効率を高めたり、有害ガスの排出を減らしたりすることができる。
　エンジンの燃焼状態の推定には、圧力センサによる筒内圧の検知結果から熱発生分布や燃焼トルクを求める手法が広く適用されている。このような燃焼状態の推定技術は、例えば特許文献１及び２に開示されている。
　特許文献１には、気筒の圧力を筒内圧として検出する筒内圧センサを備え、筒内圧センサによって検出された筒内圧に基づいて図示トルクとポンプ損失トルクを算出し、図示トルクとポンプ損失トルクを用いて内燃機関のエンジントルクを算出することが記載されている。
　特許文献２には、上死点前６０°のクランク角度位置及び上死点後６０°のクランク角度位置にて、筒内圧をサンプリングし、検出圧比を燃焼状態パラメータとして採用する技術が記載されている。
特開２０１７－５７８０３号公報 特開２００２－９７９９６号公報
　特許文献１に記載された筒内圧センサの計測結果（筒内圧）に基づいて燃焼状態を推定する方法は、エンジンサイクルの所定区間、例えば圧縮上死点を中心としたクランク角３６０°の区間での時系列の圧力値が必要となる。更に燃焼状態を充分な精度で推定するには、圧力を概ねクランク角１°以下の間隔でサンプリングする必要がある。このため、燃焼状態を推定する制御装置には、多くの記憶容量と高速な演算能力が要求される。また高速なサンプリングに対応した圧力センサも必要となる。これらによってエンジンシステムのコストが高くなるという課題がある。
　また、特許文献２には、上死点前６０°のクランク角度位置及び上死点後６０°のクランク角度位置で筒内圧を検出することが記載されているものの、当該位置で検出された筒内圧に基づいて、内燃機関（エンジン）の燃焼状態を正確に推定できないことが分かった。
　本発明はこのような状況に鑑みて成されたものであり、内燃機関の燃焼状態を低コストで推定可能な内燃機関制御装置を提供することを目的とする。
　本発明に係る内燃機関制御装置は、点火時期近傍に取得された第一の筒内圧と、燃焼終了時期近傍に取得された第二の筒内圧と、に基づいて、内燃機関の燃焼状態を推定する燃焼状態推定部を備える。
　本発明によれば、内燃機関の燃焼状態を低コストで推定可能な内燃機関制御装置を提供することができる。
　上記した以外の課題、構成及び効果は、以下の実施の形態の説明により明らかにされる。
本発明の第１の実施の形態に係るエンジンの全体構成例を示す断面図である。 本発明の第１の実施の形態に係るコントローラの構成例を示すブロック図である。 本発明の第１の実施の形態に係るコントローラのトルク変動推定部によって実施される、エンジントルク変動の大きさの推定処理の例を示すフローチャートである。 本発明の第１の実施の形態に係る差圧のサイクル変動率と、エンジントルク変動の大きさとの相関を示す特性図である。 本発明の第１の実施の形態に係る筒内圧の検出タイミングの例を示すグラフである。 本発明の第１の実施の形態に係る第一の筒内圧の取得時期と点火時期との差に対するトルク変動の推定誤差の例を示す特性図である。 本発明の第１の実施の形態に係る点火時期の変化に対して、第一の筒内圧の取得時期の望ましい変化形態を示す図である。 本発明の第１の実施の形態に係る第二の筒内圧の取得時期と、ＣＡ９０＋２０°との差に対するエンジントルク変動の推定誤差の例を示す特性図である。 本発明の第１の実施の形態に係る燃焼時期と、熱発生率の積分値との関係を示した特性図である。 本発明の第１の実施の形態に係るＣＡ９０＋２０°の変化に対する第二の筒内圧の取得時期の望ましい変化形態を示す図である。 本発明の第１の実施の形態に係るＥＧＲ制御を行うコントローラの制御ブロックの例を示す図である。 本発明の第１の実施の形態に係るＥＧＲシステムにおける、偏差δＣｏＶに基づいてアクチュエータの制御例を示す図である。 本発明の第１の実施の形態に係るコントローラが、偏差δＣｏＶに基づいて点火エネルギーの量、ガス流動の強さ、圧縮比、吸気温度を制御する例を示す図である。 本発明の第１の実施の形態に係る希薄燃焼システムにおける、偏差δＣｏＶに基づいてアクチュエータの制御例を示す図である。 本発明の第２の実施の形態に係るコントローラの構成例を示すブロック図である。 本発明の第２の実施の形態に係る基準燃焼重心と、第一の筒内圧と第二の筒内圧との比の相関を示す特性図である。 本発明の第２の実施の形態に係る体積効率の変化に対する、基準燃焼重心からの補正量の例を示す図である。 本発明の第２の実施の形態に係るエンジン回転速度の変化に対する、基準燃焼重心からの補正量の例を示す図である。 本発明の第２の実施の形態に係るコントローラの燃焼重心推定部によって実施される、燃焼重心の推定手順の例を示すフローチャートである。 本発明の第２の実施の形態に係る最適な燃焼重心とエンジンの燃料消費率との一般的な関係を示す図である。 本発明の第２の実施の形態に係るＥＧＲ制御を行うコントローラの制御ブロックの例を示す図である。 本発明の第２の実施の形態に係る第一の筒内圧と第二の筒内圧との差と、基準燃焼重心との相関を示す特性図である。 本発明の第２の実施の形態に係る点火信号と、点火コイルの一次電圧及び二次電圧と、二次電流の時間履歴の一例を示す図である。 本発明の第２の実施の形態に係る放電開始直後の一次電圧の最大値、二次電圧の最大値と、放電時の筒内圧との相関を示す特性図である。 本発明の第２の実施の形態に係るコントローラが点火コイルの二次電圧に基づいて筒内圧を求める場合における、点火コイルからコントローラまでの構成例を示すブロック図である。 本発明の第２の実施の形態に係る放電期間と、放電時の筒内圧との相関を示す特性図である。 本発明の第２の実施の形態に係るコントローラがクランク軸の角加速度に基づいて筒内圧を求める場合における、クランク角センサからコントローラまでの構成例を示すブロック図である。
　以下、本発明を実施するための形態について、添付図面を参照して説明する。本明細書及び図面において、実質的に同一の機能又は構成を有する構成要素については、同一の符号を付することにより重複する説明を省略する。
＜第１の実施形態＞
［エンジンの構成例］
　まず、本発明が適用されるエンジンの例について、図１を参照して説明する。
　図１は、本発明の第１の実施の形態に係るエンジン１の全体構成例を示す断面図である。
　エンジン１は、火花点火４サイクルガソリンエンジンの一例である。エンジン１の燃焼室は、エンジンヘッドとシリンダ１３、ピストン１４、吸気弁１５、及び排気弁１６によって形成されている。エンジン１では、燃料噴射弁１８が吸気ポート２１に設けられるとともに、燃料噴射弁１８の噴射ノズルが吸気ポート２１内に貫通していることにより、所謂、ポート噴射式の内燃機関を構成している。
　エンジンヘッドには点火プラグ１７ｂが設置され、さらに点火プラグ１７ｂの上部には点火コイル１７ａが設置されている。また、エンジンヘッドには圧力センサ１０が併設されている。圧力センサ１０は、例えば、差圧による金属ダイアフラムの変形をピエゾ抵抗素子で捉えることで、シリンダ１３（気筒）内の筒内圧を検出するものである。
　燃焼用の空気は、エアクリーナ１９、スロットルバルブ２０、及び吸気ポート２１を通って、燃焼室内に取り込まれる。そして、燃焼室から排出される燃焼後のガス（排気ガス）は、排気ポート２４、及び触媒コンバータ２５を通って大気に排出される。
　燃焼室に取り込まれる空気の量は、スロットルバルブ２０の上流側に設けられたエアフローセンサ２２によって計量される。また、燃焼室から排出されたガス（排気ガス）の空燃比は、触媒コンバータ２５の上流側に設けられた空燃比センサ２７によって検出される。
　排気ポート２４と吸気ポート２１はＥＧＲ管２８によって連通しており、排気ポート２４を流れる排気ガスの一部が吸気ポート２１の内部に戻される、所謂、排気再循環システム（ＥＧＲシステム）が構成されている。ＥＧＲ管２８を流れる排気ガスの量はＥＧＲバルブ２９によって調整される。
　さらに、クランクシャフトの軸部には、時期ロータ２６（シグナルロータ）が設けられている。時期ロータ２６（被検出部）の近傍に対向配置されたクランク角センサ１１（検出部）は、時期ロータ２６の回転を検出することでクランクシャフトの回転と位相、即ちクランク回転速度（エンジン回転速度）を検出する。圧力センサ１０、クランク角センサ１１、エアフローセンサ２２、空燃比センサ２７の検出信号は、コントローラ１２へ取り込まれる。
　コントローラ１２は、エンジン１の制御装置の一例であり、例えばＥＣＵ（Engine Control Unit）が用いられる。コントローラ１２は、各種センサの検出値に基づいて、スロットルバルブ２０の開度、ＥＧＲバルブ２９の開度、燃料噴射弁１８による燃料噴射時期や燃料噴射量、点火プラグ１７ｂによる点火時期などの指令を出力し、エンジン１を所定の運転状態に制御する。
　なお、図１にはエンジン１の燃焼室の構成を示すため単一気筒のみを示したが、本発明の実施形態に係るエンジンは、複数の気筒から構成される多気筒エンジンであってもよい。
［コントローラの構成例］
　図２は、本発明の第１の実施の形態に係るコントローラ１２の構成例を示すブロック図である。
　コントローラ１２は、不図示のシステムバスを介して相互に電気的に接続された入出力部１２１、制御部１２２、及び記憶部１２３を備える。
　入出力部１２１は、図示しない入力ポートや出力ポートを備え、エンジン１を搭載する車両内の各装置や各センサに対して各種信号の入力及び出力の処理を行う。例えば、入出力部１２１は、圧力センサ１０の信号を読み込み、当該信号を制御部１２２へ送る。また、入出力部１２１は、制御部１２２のコマンドに従い制御信号を各装置へ出力する。
　制御部１２２は、エンジン１の動作を制御する。例えば、制御部１２２は、エンジン１の燃焼安定状態に応じてスロットル開度、ＥＧＲ開度、燃料噴射量、点火時期を制御する。第１の実施の形態に係る制御部１２２は、トルク変動推定部１２２ａと、機関制御部１２２ｂを備える。トルク変動推定部１２２ａは、燃焼状態推定部の一例として用いられる。
　トルク変動推定部１２２ａは、圧力センサ１０によって検出された筒内圧に基づいて、エンジントルク変動の大きさを推定する。本実施形態で推定されるエンジン１の燃焼状態は、エンジントルク変動の大きさとする。この燃焼状態推定部（トルク変動推定部１２２ａ）は、点火時期近傍に取得された第一の筒内圧Ｐ１と、燃焼終了時期近傍に取得された第二の筒内圧Ｐ２と、に基づいて、内燃機関（エンジン１）の燃焼状態を推定する。このため、燃焼状態推定部（トルク変動推定部１２２ａ）は、第一の筒内圧Ｐ１と第二の筒内圧Ｐ２との差を複数サイクルで算出し、複数サイクルにおける差の変動率に基づいて、内燃機関（エンジン１）のエンジントルク変動の大きさを推定する。
　機関制御部（機関制御部１２２ｂ）は、エンジントルク変動の大きさに基づいて、ＥＧＲ率、又は空燃比を制御する。例えば、機関制御部１２２ｂは、トルク変動推定部１２２ａで求められたエンジントルク変動の大きさに基づいて、エンジン１のＥＧＲ開度、スロットル開度、燃料噴射量を変えることで、ＥＧＲ率、又は空燃比を制御することが可能となる。また、機関制御部（機関制御部１２２ｂ）は、エンジントルク変動の大きさに基づいて、点火エネルギー、筒内流動強さ、圧縮比、及び吸気温度のうち、少なくとも一つを制御することも可能である。
　記憶部１２３は、ＲＡＭ（Random Access Memory）等の揮発性のメモリ、又はＲＯＭ（Read Only Memory）等の不揮発性のメモリである。記憶部１２３には、コントローラ１２が備える演算処理装置（図示略）により実行される制御プログラムが記録されている。演算処理装置が、記憶部１２３から制御プログラムを読み出して実行することにより、制御部１２２の各ブロックの機能が実現される。例えば演算処理装置として、ＣＰＵ（Central Processing Unit）又はＭＰＵ（Micro Processing Unit）が用いられる。なお、コントローラ１２が半導体メモリ等からなる不揮発性の補助記憶装置を有し、上記の制御プログラムが補助記憶装置に格納されてもよい。
［エンジントルク変動の大きさの推定処理］
　次に、コントローラ１２によって実施される、エンジントルク変動の大きさの推定処理の例について、図３を参照して説明する。
　図３は、コントローラ１２のトルク変動推定部１２２ａによって実施される、エンジントルク変動の大きさの推定処理の例を示すフローチャートである。
　始めに、トルク変動推定部１２２ａは、変数Ｓ及び変数Ｑをゼロに初期化する（Ｓ１）。そして、トルク変動推定部１２２ａは、圧力センサ１０によって検出される点火時期近傍の第一の筒内圧Ｐ１（図中では「筒内圧Ｐ１」と記載）を取り込む（Ｓ２）。続いて、トルク変動推定部１２２ａは、圧力センサ１０によって検出される燃焼終了時期近傍の第二の筒内圧Ｐ２（図中では「筒内圧Ｐ２」と記載）を取り込む（Ｓ３）。
　続いて、トルク変動推定部１２２ａは、第二の筒内圧Ｐ２と第一の筒内圧Ｐ１との差圧ｄＰ＝Ｐ２－Ｐ１を演算し（Ｓ４）、ｄＰを変数Ｓに足し込む（Ｓ５）。更にｄＰの二乗値を変数Ｑに足し込む（Ｓ６）。トルク変動推定部１２２ａは、ステップＳ２からステップＳ６までの処理を、所定のサイクル数として設定されるＮ回（例えばＮ＝１００）繰り返すことで、Ｎサイクル分の圧力差ｄＰの積算値を変数Ｓとして求める。また、トルク変動推定部１２２ａは、Ｎサイクル分の圧力差ｄＰの二乗の積算値を変数Ｑとして求める。
　次に、トルク変動推定部１２２ａは、圧力差ｄＰの積算値Ｓを所定のサイクル数Ｎで除することによって、圧力差ｄＰのサイクル平均値ｄＰｍｅａｎを求める（Ｓ７）。
　次に、トルク変動推定部１２２ａは、差圧ｄＰのサイクル変動率Cov of dPを求める（Ｓ８）。差圧ｄＰのサイクル変動率Cov of dPは、差圧ｄＰのサイクル標準偏差を圧力差ｄＰのサイクル平均値ｄＰｍｅａｎで規格化し、百分率で表したものであり、次式（１）で求められる。また、変動係数をCov（Coefficient of variation）で表す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　次に、トルク変動推定部１２２ａは、差圧ｄＰのサイクル変動率Cov of dPからエンジントルク変動の大きさCov of IMEPを算出する（Ｓ９）。ここで、ステップＳ９によるエンジントルク変動の大きさを算出する方法について、図４を参照して説明する。
　図４は、差圧ｄＰのサイクル変動率Cov of dP［％］と、エンジントルク変動の大きさ（Cov of IMEP［％］）との相関を示す特性図である。この特性図には、火花点火式エンジンを用いて差圧ｄＰのサイクル変動率Cov of dPと、エンジントルク変動の大きさ（Cov of IMEP）との実測結果が示される。
　エンジントルク変動の大きさは、図示平均有効圧力ＩＭＥＰ（Indicated Mean Effective Pressure）のＮサイクルにおける標準偏差を、ＩＭＥＰのＮサイクルにおける平均値で規格化した量であるCov of IMEP［％］として定義している。
　本願の発明者の新たな知見によれば、エンジントルク変動の大きさ（度合い）を示すCov of IMEPと差圧ｄＰのサイクル変動率Cov of dPとの間には、図４で示されるように強い相関が得られることが判った。このため、本願の発明者は、差圧ｄＰのサイクル変動率Cov of dPから、エンジントルク変動の大きさを推定可能であることが判った。
　コントローラ１２の記憶部１２３には、予めキャリブレーションで求めたCov of IMEPとCov of dPとの相関が相関式又はテーブルデータとして保持されている。トルク変動推定部１２２ａは、記憶部１２３から相関式又はテーブルデータを参照し、Cov of dPからエンジントルク変動の大きさCov of IMEPを求める。
　そして、トルク変動推定部１２２ａは、求めたエンジントルク変動の大きさCov of IMEPを、機関制御部１２２ｂに送出する（Ｓ１０）。所定時間後、再び、ステップＳ１から本フローチャートの処理が行われる。
　ここで、筒内圧の検出タイミングについて、図５を参照して説明する。
　図５は、筒内圧の検出タイミングの例を示すグラフである。図５に示すグラフは、いずれも横軸をクランク角［ｄｅｇ］、縦軸を筒内圧［ｂａｒ］としている。
　図５のグラフ（１）は、従来の筒内圧の検出タイミングの例を示す。グラフ（１）に示す筒内圧の変化の様子から、クランク角が３６０°付近で筒内圧が最大となることが分かる。
　特許文献１に開示されたような従来のコントローラは、筒内圧センサが高サンプリングレート（例えば、クランク角が１度以下の間隔）で検知した筒内圧を取得して、燃焼室内の燃焼状態を推定していた。図中のグラフに沿って付加される丸印は、筒内圧の検出タイミングを表す。しかし、従来のコントローラが高サンプリングレートで筒内圧を取得する方法は、コントローラに演算負荷がかかるばかりか、コントローラが取得した筒内圧を保存するためのメモリ容量も大きくしなければならなかった。このため、従来の方法を採用すると、エンジンシステムのコストが増大していた。
　なお、特許文献２に開示されたような従来のコントローラについても、上死点前６０°のクランク角度位置及び上死点後６０°のクランク角度位置の２点で検出された筒内圧を用いてエンジンの燃焼状態を把握するものであったが、本実施の形態に係る筒内圧の取得時期とは異なる。このため、特許文献２に開示された技術で燃焼状態を把握するためには、複雑な計算を要し、燃焼状態を低コストで正確に推定することはできなかった。
［圧力検出時期］
　図５のグラフ（２）は、本実施の形態に係る筒内圧の検出タイミングの例を示す。グラフ（２）に示す筒内圧の変化は、グラフ（１）に示す筒内圧の変化と同様である。そして、図中には、点火マークで表される点火時期、太い棒線で表される燃焼期間とが新たに追加されている。
　第１の実施の形態に係るコントローラ１２が行う燃焼状態の推定処理では、１サイクルのうち、２か所のタイミングで筒内圧を取得する。２か所のタイミングは、圧縮行程で第一の筒内圧Ｐ１を取得するタイミング（図中の「Ｐ１圧力取得」）と、膨張行程で第二の筒内圧Ｐ２を取得するタイミング（図中の「Ｐ２圧力取得」）である。コントローラ１２が第一の筒内圧Ｐ１を取得するタイミングは、点火時期近傍である。また、コントローラ１２が第二の筒内圧Ｐ２を取得するタイミングは、燃焼終了時期近傍である。このように筒内圧の取得時期を規定したのは、燃焼で発生する燃焼エネルギーの大きさが、燃焼前後の筒内圧の差となって反映されるためである。
　例えば、第一の筒内圧Ｐ１の取得時期が点火時期よりも早い場合には、その圧力取得時期から燃焼開始時期である点火時期までに筒内ガスを圧縮するエネルギーが、第一の筒内圧Ｐ１と第二の筒内圧Ｐ２の差に反映される。また、例えば、第二の筒内圧Ｐ２の取得時期が燃焼終了時期よりも遅い場合には、燃焼終了時期からその圧力取得時期までに筒内ガスが膨張するエネルギーが、第一の筒内圧Ｐ１と第二の筒内圧Ｐ２の差に反映される。
　これらの圧縮エネルギーと膨張エネルギーは、燃焼によって生じるエネルギーに対して余剰に付与されるものであり、第１の実施の形態に係る燃焼状態の推定処理においては、推定誤差を生じる原因となる。このため、コントローラ１２が燃焼状態を正確に推定するには、第一の筒内圧Ｐ１の取得時期をできるだけ点火時期に近くすることが好ましく、第二の筒内圧Ｐ２の取得時期をできるだけ燃焼終了時期に近くすることが好ましい。そして、コントローラ１２は、２か所のタイミングで取得した第一の筒内圧Ｐ１及び第二の筒内圧Ｐ２に基づいて、エンジン１の燃焼状態（点火時期等）を判定する。このため、コントローラ１２の演算負荷が軽くなり、筒内圧を保存するためのメモリ容量を削減することができる。
　図６は、第一の筒内圧Ｐ１の取得時期と点火時期との差（ｍｓ）に対するエンジントルク変動の推定誤差の例を示す特性図である。点火時期とは、点火プラグ１７ｂにおいて点火のための放電が開始される時期のことである。この特性図では、第一の筒内圧Ｐ１の取得時期と点火時期との差に対して、第１の実施の形態に係るエンジントルク変動の大きさの推定値と実測値との誤差［％］がどのように変化するかが示される。
　図６に示されるように、第一の筒内圧Ｐ１の取得時期と点火時期との差が大きくなるにつれて、エンジントルク変動の大きさの推定誤差は増大する。そこで、エンジントルク変動の大きさの推定誤差を許容できる許容誤差が設定される。そして、エンジントルク変動の大きさの推定誤差を、エンジン制御で要求される誤差よりも小さくするためには、第一の筒内圧Ｐ１の取得時期と点火時期との差は１ｍｓ以内にすることが望ましい。そこで、燃焼状態推定部（トルク変動推定部１２２ａ）は、第一の筒内圧Ｐ１の取得時期と、当該気筒の点火時期との差を１ｍｓ以内とする。
　図７は、点火時期の変化に対して、第一の筒内圧Ｐ１の取得時期の望ましい変化形態を示す図である。図７において、点線は、点火時期と第一の筒内圧Ｐ１の取得時期が同じであることを示す。また、実線は、点火時期と第一の筒内圧Ｐ１の取得時期との差が１ｍｓであることを示す。即ち２本の実線で挟まれた範囲が、第一の筒内圧Ｐ１の望ましい取得時期である。そこで、燃焼状態推定部（トルク変動推定部１２２ａ）は、第一の筒内圧Ｐ１の取得時期を、当該気筒の点火時期に対応して変化させる。
　図８は、第二の筒内圧Ｐ２の取得時期と、９０％燃焼時期ＣＡ９０から２０°遅角した時期（以下、「ＣＡ９０＋２０°」と略記）との差（°）に対するエンジントルク変動の推定誤差の例を示す特性図である。この特性図により、第二の筒内圧Ｐ２の取得時期と、ＣＡ９０＋２０°との差に対して、エンジントルク変動の大きさの推定と実測値との誤差［％］がどのように変化するかが示される。そこで、燃焼状態推定部（トルク変動推定部１２２ａ）は、第二の筒内圧Ｐ２の取得時期を、当該気筒の９０％燃焼時期ＣＡ９０に対応して変化させる。
　図８に示されるように、第二の筒内圧Ｐ２の取得時期と、ＣＡ９０＋２０°との差が大きくなるにつれて、エンジントルク変動の大きさの推定誤差は増大する。そこで、エンジントルク変動の大きさの推定誤差を許容できる許容誤差が設定される。エンジントルク変動の大きさの推定誤差を、エンジン制御で要求される誤差よりも小さくするためには、第二の筒内圧Ｐ２の取得時期と、ＣＡ９０＋２０°との差を１０°以内にすることが望ましい。
　図９は、燃焼時期と、熱発生率の積分値との関係を示した特性図である。
　図中に示す９０％燃焼時期ＣＡ９０は、燃焼終了時の熱発生率の積分値を１００％としたとき、熱発生率の積分値が９０％となるクランク角（°）として定義される。同様に、５０％燃焼時期ＣＡ５０は、熱発生率の積分値が５０％となるクランク角として定義される。燃焼時期ＣＡ５０は、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆとも呼ぶ。
　燃焼速度がサイクル毎に変化することによって、９０％燃焼時期もサイクル毎に変化する。このため、図９に示す第１の実施の形態に係る９０％燃焼時期ＣＡ９０は、所定サイクル数（例えば１００サイクル）で平均化した９０％燃焼時期のことを示す。
　図１０は、ＣＡ９０＋２０°の変化に対する第二の筒内圧Ｐ２の取得時期の望ましい変化形態を示す図である。図１０において点線は、ＣＡ９０＋２０°と第二の筒内圧Ｐ２の取得時期が同じであることを示す。また、実線は、ＣＡ９０＋２０°と第二の筒内圧Ｐ２の取得時期との差が１０°であることを示す。即ち２本の実線で挟まれた範囲が、第二の筒内圧Ｐ２の望ましい取得時期である。そこで、燃焼状態推定部（トルク変動推定部１２２ａ）は、第二の筒内圧Ｐ２の取得時期と、当該気筒の９０％燃焼時期ＣＡ９０の２０°遅角時期（９０％燃焼時期ＣＡ９０＋２０°）との差を１０°以内とする。
　一般的に、９０％燃焼時期ＣＡ９０は、エンジン回転速度、負荷、空燃比、ＥＧＲ率、点火時期、冷却水温などのエンジン運転状態パラメータによって変化する。コントローラ１２の記憶部１２３には、キャリブレーションによって予め求められた、エンジン運転状態パラメータに対する９０％燃焼時期ＣＡ９０が、マップデータとして格納される。トルク変動推定部１２２ａは、現在のエンジン運転状態パラメータに基づいて、マップデータを参照することで９０％燃焼時期ＣＡ９０を求めることができる。
［ＥＧＲシステム］
　次に、機関制御部１２２ｂによる機関制御の例について説明する。
　例えば、エンジン１を構成するＥＧＲシステムにおいて、エンジン１の熱効率を高めるには、コントローラ１２がＥＧＲ率を適切に制御する必要がある。一般的に、部分負荷においてＥＧＲ率を高くするとポンピング損失が減って熱効率が高くなる。また、ＥＧＲ率を高くすることで燃焼温度が下がるため、冷却損失やＮＯｘの排出を減らすことも可能である。さらに、高負荷においてはＥＧＲ率を高くすることでノッキングを抑制し、排気損失を減らすことも可能である。
　一方、ＥＧＲ率が過度に高くなると、混合気の着火性が低くなったり、火炎伝播性が低下したりするため、失火が起こる可能性が高くなる。したがって、コントローラ１２は、失火が起こらない範囲、又は失火が許容できる範囲で、できるだけＥＧＲ率を高めることがエンジン１の熱効率を高める上で重要である。
　エンジン１の運転において失火したサイクルがあると、エンジントルク変動が大きくなる。そこで、コントローラ１２は、エンジントルク変動の大きさを推定し、エンジントルク変動の大きさに基づいてＥＧＲ率を変えることで、失火を抑制しつつ、エンジンの熱効率を高めることが可能となる。
　図１１は、ＥＧＲ制御を行うコントローラ１２の制御ブロックの例を示す図である。　トルク変動推定部１２２ａは、エンジン１の圧力センサ１０の出力に基づき、現在のエンジントルク変動の大きさCov of IMEPを推定する。
　機関制御部１２２ｂが有する偏差算出部１２２ｃは、現在のエンジントルク変動の大きさCov of IMEPから目標エンジントルク変動の大きさ（目標ＣｏＶ）を差し引いた偏差δＣｏＶを算出する。目標ＣｏＶは、機関制御部１２２ｂが記憶部１２３のＲＯＭから読み込む値である。
　機関制御部１２２ｂが有する操作量演算部１２２ｄは、偏差δＣｏＶに基づきエンジン１のアクチュエータに対する操作量を演算する。アクチュエータは、例えば、スロットルバルブ２０、ＥＧＲバルブ２９の開度を調整したり、点火プラグ１７ｂの点火時期を調整したりするためのエンジン１に設けられる装置である。そして、操作量演算部１２２ｄは、例えばＰＩＤコントローラにより構成されている。操作量演算部１２２ｄは、現在のエンジントルク変動の大きさCov of IMEPと、目標エンジントルク変動の大きさ（目標ＣｏＶ）とが近づくように、エンジン１のアクチュエータの操作量を求める。そして、機関制御部１２２ｂはエンジン１のアクチュエータ操作量をエンジン１に送出し、エンジン１の運転状態を制御する。
　（ＥＧＲシステムにおけるアクチュエータの制御の例）
　図１２は、ＥＧＲシステムにおける、偏差δＣｏＶに基づいてアクチュエータの制御例を示す図である。横軸は偏差δＣｏＶ［％］、縦軸はアクチュエータ等の状態を表す。
　ＥＧＲシステムのコントローラ１２は、偏差δＣｏＶに基づいてアクチュエータを制御する際、例えば偏差δＣｏＶの増加に伴い、エンジントルク変動の大きさを抑制する。このため、コントローラ１２は、ＥＧＲバルブ２９の開度（点線）及びスロットルバルブ２０の開度（実線）が小さくなるように制御する。この制御によってＥＧＲ率が低くなるので、着火遅れ時間は短くなり、燃焼速度は速くなる。そこで、コントローラ１２は、燃焼を適切な時期（燃費最良時期）にするため、点火進角量（一点鎖線）が小さくなるように制御する。
　コントローラ１２の制御によって、エンジントルク変動の大きさが所定値以上である場合には、トルクのサイクル変動を抑えるようにＥＧＲ率が低く設定される。これにより、エンジン１の燃焼が安定する方向に制御される。また、エンジントルク変動の大きさが所定値よりも小さい場合には、コントローラ１２はＥＧＲ率を高く設定することで、エンジン１の熱効率を高めることができる。
　また、点火プラグ１７ｂへ供給する点火エネルギーの量や筒内のガス流動の強さ、圧縮比、吸気温度を調整可能な構成とし、これらの調整量をコントローラ１２が偏差δＣｏＶに基づいて制御することも考えられる。
　図１３は、コントローラ１２が、偏差δＣｏＶに基づいて点火エネルギーの量、ガス流動の強さ、圧縮比、吸気温度を制御する例を示す図である。図１３の横軸は偏差δＣｏＶ［％］、縦軸は点火エネルギー等を表す。
　点火エネルギーの量や筒内のガス流動の強さ、圧縮比、吸気温度は、一般的に高い値をとるほど着火、又は火炎伝播を促進し、トルク変動を抑制する効果がある。したがって、図１３に示すように、コントローラ１２は、偏差δＣｏＶの増加に対して、これらの項目の値が増大する方向に制御を行うことが望ましい。
　例えば、点火エネルギーの量は、コントローラ１２が点火プラグ１７ｂに供給する電流の量を制御することで調整可能である。また、筒内のガス流動の強さは、コントローラ１２が吸気ポート２１内の空気の流速を制御することで調整可能である。また、圧縮比は、コントローラ１２が、ピストン１４の上死点の位置を制御することで調整可能である。また、吸気温度は、コントローラ１２が、吸気ポート２１に設けたヒータのオンオフを制御することで調整可能である。
　なお、これらの制御は、コントローラ１２が、ガス流動の強さ、圧縮比、及び吸気温度のいずれかを単独で制御してもよく、また、いくつかを組み合わせて制御してもよい。また、コントローラ１２は、これらの制御に加えて、前述したＥＧＲバルブ開度、スロットルバルブ開度、又は点火進角量の制御を組み合わせてもよい。
［希薄燃焼システム］
　さらに、エンジン１を構成する希薄燃焼システムにおいても、エンジン１の熱効率を高めるには空燃比を適切に制御する必要がある。一般的に、部分負荷において空燃比を高くするとポンピング損失が減って熱効率が高くなる。また、空燃比を高くすることで燃焼温度が下がるため、冷却損失やＮＯｘの排出を減らすことも可能である。一方、空燃比が過度に高くなると、混合気の着火性が低くなったり、火炎伝播性が低下したりするため、失火が起こる可能性が高くなる。したがって、コントローラ１２は、失火が起こらない範囲、又は失火が許容できる範囲で、できるだけ空燃比を高める制御を行うことが、エンジン１の熱効率を高める上で重要である。
（希薄燃焼システムにおけるアクチュエータの制御の例）
　図１４は、希薄燃焼システムにおける、偏差δＣｏＶに基づいてアクチュエータの制御例を示す図である。図１４の横軸は偏差δＣｏＶ［％］、縦軸はアクチュエータ等の状態を表す。
　希薄燃焼システムにおけるコントローラ１２は、偏差δＣｏＶに基づいてアクチュエータを制御する。例えば、コントローラ１２は、トルクのサイクル変動を抑制するため、偏差δＣｏＶの増加に伴い、スロットルバルブ２０の開度（実線）が小さくなるようにアクチュエータを制御する。この制御によって空燃比が低くなるので、着火遅れ時間は短くなり、燃焼速度は速くなる。そこで、コントローラ１２は、燃焼を適切な時期（燃費最良時期）にするため、点火進角量（一点鎖線）が小さくなるようにアクチュエータを制御する。
　この制御によって、エンジントルク変動の大きさが所定値以上である場合には、トルクのサイクル変動を抑えるように空燃比が低く設定される。空燃比が低く設定されることで、エンジン１の燃焼が安定する方向に制御される。また、エンジントルク変動の大きさが所定値よりも小さい場合には、空燃比が高く設定されるので、熱効率を高めることができる。
　また、図１３で示された、点火エネルギーの量、筒内のガス流動の強さ、圧縮比、及び吸気温度の制御は、希薄燃焼システムにおいても、上述したＥＧＲシステムと同様に適用することが可能である。
　＜第２の実施形態＞
［燃焼重心の推定］
　次に、点火時期近傍に取得された第一の筒内圧Ｐ１と、燃焼終了時期近傍に取得された第二の筒内圧Ｐ２に基づいて燃焼重心ＣＡ５０を推定する、本発明の第２の実施形態に係るコントローラについて説明する。
　燃焼重心ＣＡ５０は、図９に示されるように、燃焼終了時の熱発生率の積分値を１００％としたとき、熱発生率の積分値が５０％となるクランク角として定義される。また、燃焼重心は、燃焼速度のサイクル変動によってサイクル毎に変化するが、第２の実施形態に係る燃焼重心ＣＡ５０は、所定サイクル数（例えば１００サイクル）で平均化した燃焼重心を示す。
　図１５は、第２の実施の形態に係るコントローラ１２Ａの構成例を示すブロック図である。
　コントローラ１２Ａは、不図示のシステムバスを介して相互に電気的に接続された入出力部１２１、制御部１２４、及び記憶部１２３を備える。
　入出力部１２１及び記憶部１２３については、第１の実施の形態におけるコントローラ１２の入出力部１２１及び記憶部１２３と同様であるので詳細な説明を省略する。
　制御部１２４は、エンジン１の動作を制御する。例えば、制御部１２４は、エンジン１の燃焼安定状態に応じてスロットル開度、ＥＧＲ開度、燃料噴射量、点火時期を制御する。第２の実施の形態に係る制御部１２４は、燃焼重心推定部１２４ａと、機関制御部１２４ｂを備える。
　燃焼重心推定部１２４ａは、圧力センサ１０によって検出された筒内圧に基づいて、燃焼重心ＣＡ５０を推定する。本実施形態で推定されるエンジン１の燃焼状態は、燃焼重心ＣＡ５０とする。
　機関制御部（機関制御部１２２ｂ）は、第一の筒内圧Ｐ１と第二の筒内圧Ｐ２との比に基づいて、点火時期を制御する。例えば、機関制御部１２４ｂは、燃焼重心推定部１２４ａが求めた燃焼重心ＣＡ５０に基づいて、エンジン１の点火時期などを制御する。
［燃焼重心の推定原理］
　次に、燃焼重心の推定原理について、図１６～図１８を参照して説明する。
　図１６は、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆ（°）と、第一の筒内圧Ｐ１と第二の筒内圧Ｐ２の比との相関を示す特性図である。この特性図は、火花点火式エンジンを用いた、圧力比Ｐ２／Ｐ１と、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆとの実測結果を表す。燃焼重心推定部１２４ａは、第一の筒内圧Ｐ１を、圧力センサ１０によって点火時期近傍で取得し、第二の筒内圧Ｐ２を、燃焼終了時期近傍で取得する。なお、図１６は、エンジン１の体積効率、エンジン回転速度を一定にした圧力比Ｐ２／Ｐ１と、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆとの測定結果である。ここでは、その体積効率を基準体積効率ηｒｅｆ、その回転速度を基準回転速度Ｎｒｅｆと定義する。
　本願の発明者の新たな知見によれば、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆと、点火時期近傍に取得された第一の筒内圧Ｐ１と、燃焼終了時期近傍に取得された第二の筒内圧Ｐ２との比Ｐ２／Ｐ１との間には、図１６で示されるように強い相関が得られることが判った。このため、本願の発明者は、圧力比Ｐ２／Ｐ１から、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆを推定可能であることが判った。
　また、本願の発明者の新たな知見によれば、体積効率が基準体積効率ηｒｅｆと異なり、かつ、エンジン回転速度が基準回転速度Ｎｒｅｆと異なる場合には、燃焼重心推定部１２４ａが基準体積効率ηｒｅｆと基準回転速度Ｎｒｅｆで推定された基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆを補正することで、現在の回転速度、及び体積効率における燃焼重心ＣＡ５０を推定可能であることが判った。
　図１７は、体積効率（％）の変化に対する、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆからの補正量ΔＣＡ５０＿１（°）の例を示す図である。
　図１８は、エンジン回転速度（１／ｍｉｎ）の変化に対する、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆからの補正量ΔＣＡ５０＿２（°）の例を示す図である。
　これらの補正量ΔＣＡ５０＿１，ΔＣＡ５０＿２に基づき、現在の回転速度、体積効率における燃焼重心ＣＡ５０が次式（２）で求められる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　また、燃焼重心推定部１２４ａは、体積効率と回転速度だけではなく、例えばＥＧＲ率、空燃比、点火時期、冷却水温などに対しても、それぞれの基準値からの基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆの補正量を求めておき、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆに補正をかけることで、より高精度に燃焼重心ＣＡ５０を推定可能である。
　次に、コントローラ１２Ａによって実施される、燃焼重心ＣＡ５０の推定処理について図１９を参照して説明する。
　図１９は、コントローラ１２Ａの燃焼重心推定部１２４ａによって実施される、燃焼重心の推定手順の例を示すフローチャートである。
　始めに、燃焼重心推定部１２４ａは、変数Ｒをゼロに初期化する（Ｓ２１）。次に、燃焼重心推定部１２４ａは、圧力センサ１０によって検出された点火時期近傍の第一の筒内圧Ｐ１を取り込む（Ｓ２２）。続いて、燃焼重心推定部１２４ａは、圧力センサ１０によって検出された燃焼終了時期近傍の第二の筒内圧Ｐ２を取り込む（Ｓ２３）。
　次に、燃焼重心推定部１２４ａは、第二の筒内圧Ｐ２と第一の筒内圧Ｐ１との比ＰＲ＝Ｐ２／Ｐ１を求め（Ｓ２４）、比ＰＲを変数Ｒに足しこむ（Ｓ２５）。燃焼重心推定部１２４ａは、ステップＳ２２からステップＳ２５までを所定サイクル数Ｎ回（例えば、Ｎ＝１００）繰り返すことで、ＲにはＮサイクル分の圧力比ＰＲの積算値が求められる。
　Ｎサイクルが経過した後、燃焼重心推定部１２４ａは、ＰＲの積算値Ｒを所定サイクル数Ｎで除することによって圧力比ＰＲのサイクル平均値ＰＲｍｅａｎを求める（Ｓ２６）。
　次に、燃焼重心推定部１２４ａは、圧力比ＰＲの平均値ＰＲｍｅａｎから基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆを算出する（Ｓ２７）。コントローラ１２Ａの記憶部１２３には、予めキャリブレーションで求めた圧力比ＰＲと基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆとの相関が、相関式又はテーブルデータとして保持されている。燃焼重心推定部１２４ａは、この相関式又はテーブルデータを参照することで、圧力比ＰＲの平均値ＰＲｍｅａｎから基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆを算出する。
　引き続き、燃焼重心推定部１２４ａは、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆと燃焼重心の補正値ΔＣＡ５０から、燃焼重心ＣＡ５０を算出する。コントローラ１２Ａの記憶部１２３には、予めキャリブレーションで求めた、体積効率と燃焼重心補正値との相関、回転速度と燃焼重心補正値との相関、などが相関式又はテーブルデータとして保持されている。燃焼重心推定部１２４ａは、この相関式又はテーブルデータを参照して、燃焼重心の補正値ΔＣＡ５０の和を求め、それらを基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆに加えることで、燃焼重心ＣＡ５０を求める（Ｓ２８）。
　最後に、燃焼重心推定部１２４ａは、求めた燃焼重心ＣＡ５０を、機関制御部１２４ｂに送出する（Ｓ２９）。
［機関制御］
　次に、機関制御部１２４ｂによる機関制御の例について説明する。
　エンジンの熱効率を高めるには、燃焼重心を適切に設定する必要がある。
　図２０は、最適な燃焼重心ＣＡ５０とエンジンの燃料消費率との一般的な関係を示す図である。
　一般的に、燃焼重心が適正時期よりも進角すると、ピストンの圧縮仕事が増加し熱効率が低くなる。また、燃焼重心が適正時期（目標）よりも遅角すると、排気エネルギーが増加し熱効率が低くなる。
　通常、エンジンは、燃焼重心が最適時期になるように、負荷や回転速度毎に点火時期が予め設定されている。しかし、環境条件の変化や、エンジン部品特性の経時変化などによって燃焼重心が最適時期から移動することが考えられる。そこで、機関制御部１２４ｂは、点火時期を制御して、燃焼重心を予め定められた最適時期に設定することで、環境条件の変化や、エンジン部品特性の経時変化があった場合でも、エンジンの熱効率を高く維持することができる。
　図２１は、ＥＧＲ制御を行うコントローラ１２Ａの制御ブロックの例を示す。
　燃焼重心推定部１２４ａは、エンジン１に設けられた圧力センサ１０の出力（筒内圧）に基づき、現在の燃焼重心ＣＡ５０を推定する。
　機関制御部１２４ｂが有する偏差算出部１２４ｃは、現在の燃焼重心ＣＡ５０と目標燃焼重心ＣＡ５０（図では「目標ＣＡ５０」と記載）との偏差δＣＡ５０を求める。
　機関制御部１２４ｂが有する点火時期演算部１２４ｄは、偏差δＣＡ５０に基づき、エンジン１の点火時期を演算する。点火時期演算部１２４ｄは、例えばＰＩＤコントローラにより構成されており、現在の燃焼重心と目標燃焼重心が近づくように、エンジン１の点火時期を求める。そして、機関制御部１２４ｂは、点火時期演算部１２４ｄが求めた点火時期をエンジン１に送出し、新たな点火時期でエンジン１の運転が行われる。
　なお、本実施の形態では、燃焼重心ＣＡ５０の推定方法について示したが、本発明は燃焼重心ＣＡ５０に限定されるものでは無い。燃焼状態推定部は、第一の筒内圧Ｐ１と第二の筒内圧Ｐ２との比に基づいて、燃焼位相を推定することが可能である。例えば、１０％燃焼時期ＣＡ１０や、９０％燃焼時期ＣＡ９０などの燃焼位相を、燃焼状態推定部が、点火時期近傍に取得された第一の筒内圧Ｐ１と、燃焼終了時期近傍に取得された第二の筒内圧Ｐ２との比Ｐ２／Ｐ１を用いて推定可能である。
　また、圧力比はＰ２／Ｐ１に限定されるものではなく、圧力比をＰ１／Ｐ２としても良い。さらに圧力比の代わりに圧力差ΔＰ＝Ｐ２－Ｐ１、又はΔＰ＝Ｐ１－Ｐ２を用いても同様の方法で燃焼位相を推定することができる。圧力差ΔＰ＝Ｐ２－Ｐ１とする例について、図２２を参照して説明する。
　図２２は、第一の筒内圧Ｐ１と第二の筒内圧Ｐ２との差と、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆ（°）との相関を示す特性図である。この特性図は、火花点火式エンジンを用いた、圧力差Ｐ２－Ｐ１と、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆとの実測結果を表す。ここでも、第一の筒内圧Ｐ１は、圧力センサ１０によって点火時期近傍に取得され、第二の筒内圧Ｐ２は、燃焼終了時期近傍に取得される。なお、図２２は、エンジン１の体積効率、エンジン回転速度を一定にして圧力差Ｐ２－Ｐ１と基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆを測定した結果である。ここでは、その体積効率を基準体積効率ηｒｅｆ、その回転速度を基準回転速度Ｎｒｅｆと定義する。
　本願の発明者の新たな知見によれば、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆと、点火時期近傍に取得された第一の筒内圧Ｐ１と、燃焼終了時期近傍に取得された第二の筒内圧Ｐ２との圧力差Ｐ２－Ｐ１との間には、図２２で示されるように強い相関が得られることが判った。このため、本願の発明者は、圧力差Ｐ２－Ｐ１から、基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆを推定可能であることが判った。
　また、本願の発明者の新たな知見によれば、体積効率が基準体積効率ηｒｅｆと異なり、かつ、エンジン回転速度が基準回転速度Ｎｒｅｆと異なる場合には、燃焼重心推定部１２４ａが基準体積効率ηｒｅｆと基準回転速度Ｎｒｅｆで推定された基準燃焼重心ＣＡ５０ｒｅｆを補正することで、現在の回転速度、及び体積効率における燃焼重心ＣＡ５０を推定可能であることが判った。
　＜放電電圧を用いて筒内圧を求める例＞
　上述した実施形態に係るコントローラ１２，１２Ａは、圧力センサ１０を用いて筒内圧を検出する例を示したが、圧力センサ１０以外の方法を用いて筒内圧を求めることも可能である。
　例えば、コントローラ１２は、点火コイル１７ａの放電電圧から筒内圧を求めることができる。そこで、燃焼状態推定部（圧力算出部３１ａ）は、点火コイル（点火コイル１７ａ）の電圧値、点火コイル（点火コイル１７ａ）の電流値、又は点火コイル（点火コイル１７ａ）の放電時間に基づいて、第一の筒内圧Ｐ１と第二の筒内圧Ｐ２とを求めることが可能である。
　図２３は、点火信号と、点火コイル１７ａの一次電圧及び二次電圧と、二次電流の時間履歴の一例を示す図である。点火コイル１７ａには、コントローラ１２から点火信号が創出される。そして、点火コイル１７ａの一次側の電圧（一次電圧）と、二次側の電圧（二次電圧）及び二次側の電流（二次電流）が時間変化する。点火信号がハイレベルからローレベルに遷移したタイミングで二次電流が変化開始し、二次電流が元の値に戻るまでを放電期間と定義する。
　図２４は、放電開始直後の一次電圧の最大値Ｖ１ｍａｘ、二次電圧の最大値Ｖ２ｍａｘと、放電時の筒内圧との相関を示す特性図である。図２４には、点火信号、点火コイル１７ａの一次電圧及び二次電圧、二次電流の変化の様子が示される。
　点火信号がハイレベルからローレベルに遷移すると点火コイル１７ａの二次側には大きな電位差が生じ、点火プラグ１７ｂにて放電が開始される。放電開始直後の二次電圧の最大値Ｖ２ｍａｘ（ｋＶ）は、図２４に示されるように放電時の筒内圧と高い相関が現れる。このため、二次電圧の最大値Ｖ２ｍａｘを計測することで、放電時の筒内圧を求めることができる。
　また、点火プラグ１７ｂの放電直後には点火コイル１７ａの一次側に逆起電力が生じ、放電開始直後の一次電圧の最大値Ｖ１ｍａｘ（Ｖ）についても、図２４に示されるように放電時の筒内圧と高い相関が現れる。このため、コントローラ１２は、点火コイル１７ａの一次電圧の最大値Ｖ１ｍａｘを計測することでも、放電時の筒内圧を求めることができる。
　図２５は、コントローラ１２が点火コイル１７ａの二次電圧に基づいて筒内圧を求める場合における、点火コイル１７ａからコントローラ１２までの構成例を示すブロック図である。
　内燃機関（エンジン１）は、点火コイル（点火コイル１７ａ）と、点火コイル（点火コイル１７ａ）の電圧を検出し、点火コイル（点火コイル１７ａ）の電圧のピーク値を保持する電圧ピーク値保持部（ピークホールド回路３０）と、を備える。そして、燃焼状態推定部（圧力算出部３１ａ）は、ピーク値に基づいて第一の筒内圧Ｐ１と第二の筒内圧Ｐ２を算出する。
　点火コイル１７ａの二次電圧は、ピークホールド回路３０に送出され、ピークホールド回路３０によって、所定時間内に計測された二次電圧のピーク値がホールドされ、この二次電圧のピーク値が、二次電圧の最大値Ｖ２ｍａｘとして検出される。ピークホールド回路３０は、点火コイル１７ａに点火信号を供給する回路内に設けられてよい。
　ピークホールド回路３０は、二次電圧の最大値Ｖ２ｍａｘをコントローラ１２に送出する。コントローラ１２内の圧力算出部３１ａは、予めキャリブレーションによって求められた二次電圧最大値Ｖ２ｍａｘと筒内圧との相関式、又はテーブルデータを用いて、放電時の筒内圧を求める。
　また、圧力算出部３１ａは、点火コイル１７ａの一次電圧から筒内圧を求める処理を、二次電圧から筒内圧を求める処理と同様に行う。即ち、ピークホールド回路３０によって点火コイル１７ａの一次電圧の最大値Ｖ１ｍａｘが検出され、コントローラ１２に送出される。コントローラ１２に設けられた圧力算出部３１ａは、予めキャリブレーションによって求められた一次電圧最大値Ｖ１ｍａｘと筒内圧との相関式、又はテーブルデータを用いて、放電時の筒内圧を求める。
　本実施の形態に係る燃焼状態の推定手法に、点火コイル１７ａによる筒内圧検知を適用する場合、まず圧力算出部３１ａは、点火時期の放電に伴う二次電圧最大値Ｖ２ｍａｘ、又は一次電圧最大値Ｖ１ｍａｘに基づいて、第一の筒内圧Ｐ１を求める。また、燃焼の終了時期近傍において、コントローラ１２が点火コイル１７ａに点火信号を送出し、点火コイル１７ａによる放電を行う。第二の筒内圧Ｐ２を求めるタイミングで２回目の放電が行われるが、このタイミングでは点火しない。圧力算出部３１ａは、この放電時の点火コイル１７ａの二次電圧最大値Ｖ２ｍａｘ、又は一次電圧最大値Ｖ１ｍａｘに基づいて第二の筒内圧Ｐ２を求める。
　圧力算出部３１ａが点火コイル１７ａの電圧に基づいて筒内圧を求める場合には、点火コイル１７ａの充電と放電が必要であるため、筒内圧の検知は一定間隔（例えば４ｍｓ）以上空ける必要がある。ただし、本実施の形態に係る燃焼状態の検知方法では、圧力算出部３１ａが点火時期近傍と、燃焼終了時期近傍で筒内圧を検出すればよい。通常、点火時期と燃焼終了時期との間隔は、点火コイル１７ａの充放電時間に比べて長い。このため、本実施の形態に係る燃焼状態の推定手法において、点火コイル１７ａの電圧に基づいて筒内圧を検知する手法を適用することは好適である。
　このように圧力算出部３１ａが点火コイル１７ａの電圧に基づいて筒内圧を検出すると、圧力センサ１０が不要となり、エンジンシステムのコストを低減することができる。また、エンジンに圧力センサ１０を取り付けるためのスペースが不要となり、冷却水通路や燃焼室形状などエンジン設計の自由度が大きくなるメリットがある。
（放電期間を用いて筒内圧を求める例）
　なお、筒内圧は、点火コイル１７ａの最大電圧のみでなく、放電期間を用いても求めることが可能である。一般に筒内圧が高くなると点火コイル１７ａの放電期間は短くなる。図２６には、放電開始から、点火コイル１７ａの二次電流が所定値以下になるまでの期間が放電期間であることが示される。
　図２６は、放電期間と、放電時の筒内圧との相関を示す特性図である。この特性図は、火花点火式エンジンを用いて、放電期間［ｍｓ］と、放電時の筒内圧との実測結果を表す。
　本願の発明者の新たな知見によれば、放電期間と、放電時の筒内圧との間には、図２６で示されるように強い相関を得られることが判った。圧力算出部３１ａは、筒内圧と点火コイル１７ａの放電期間との相関を用いて筒内圧を求めることができる。このため、放電期間から点火時期近傍に取得された第一の筒内圧Ｐ１と、燃焼終了時期近傍に取得された第二の筒内圧Ｐ２とに基づいて、燃焼重心ＣＡ５０を推定することが可能となる。
（クランク軸の角加速度を用いて筒内圧を求める例）
　更に、燃焼状態推定部（圧力算出部３１ｂ）は、クランク軸の角加速度に基づいて、第一の筒内圧Ｐ１と第二の筒内圧Ｐ２とを求めることができる。
　クランク軸の角加速度は次式（３）で表される。ωはクランク回転速度、Ｊは慣性モーメント、Ｔｅは燃焼トルク、ＴＬは負荷トルクを表す。なお、負荷トルクＴＬは、エンジン１の回転速度に基づいて推定される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　また、燃焼トルクＴｅは筒内圧Ｐｃとクランク角θの関数である次式（４）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　コントローラ１２は、クランク角θにおけるクランク軸の角加速度ｄω／ｄｔを式（３）に代入し、式（４）との連立方程式を解くことで、クランク角θにおける筒内圧Ｐｃを求めることができる。
　図２７は、コントローラ１２がクランク軸の角加速度に基づいて筒内圧を求める場合における、クランク角センサ１１からコントローラ１２までの構成例を示すブロック図である。
　内燃機関（エンジン１）は、クランク軸の角加速度を算出する角加速度算出部（角加速度算出部３２）を備える。
　また、燃焼状態推定部（圧力算出部３１ｂ）は、クランク軸の角加速度に基づいて、第一の筒内圧Ｐ１と第二の筒内圧Ｐ２を算出する。
　クランク角センサ１１によって検出されたクランク角θは、角加速度算出部３２に送出される。角加速度算出部３２は、クランク角θを用いて、クランク軸の角加速度ｄω／ｄｔを算出する。そして、角加速度算出部３２は、クランク軸の角加速度ｄω／ｄｔと、クランク角θとをコントローラ１２に送出する。コントローラ１２内の圧力算出部３１ｂは、式（３）、式（４）の連立方程式を解くことで筒内圧を求める。
　本実施の形態に係る燃焼状態の推定手法に、クランク軸の角加速度による筒内圧検知を適用する場合は、点火時期近傍と燃焼終了時期近傍に、角加速度算出部３２がクランク角センサ１１を用いてクランク軸の角加速度ｄω／ｄｔを検出する。そして、圧力算出部３１ｂが角加速度ｄω／ｄｔを用いて式（３）、式（４）の連立方程式を解くことで、点火時期近傍における第一の筒内圧Ｐ１と、燃焼終了時期近傍における第二の筒内圧Ｐ２を求める。
　このようにクランク軸の角加速度に基づいて筒内圧Ｐｃを検出すると、圧力センサ１０が不要となり、エンジンシステムのコストを低減することができる。
　以上説明した第１及び第２の実施の形態に係るコントローラ１２では、筒内圧を用いて、燃焼状態（トルク変動、燃焼位相）を精度よく推定することができる。第１及び第２の実施の形態では、燃焼状態の推定に１サイクルあたりに点火時期近傍と燃焼終了時期近傍に取得された２点の筒内圧を用いて、燃焼状態を正確に推定することができる。また、２点の筒内圧で計算するため、所要メモリ、所要演算負荷を少なくすることができる。
　また、高速度の圧力サンプリングが不要であるため、コントローラ１２は、筒内圧センサを用いなくても、点火コイル１７ａやクランク角センサ１１など、既存のエンジンデバイスを用いて筒内圧を検出可能である。これらによって、燃焼状態推定に必要なシステムコストを低く抑えることが可能である。
　＜その他＞
　本発明は上述した各実施形態に限られるものではなく、特請求の範囲に記載した本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、その他種々の応用例、変形例を取り得ることは勿論である。
　例えば、上述した各実施形態は本発明を分かりやすく説明するためにコントローラ１２の構成を詳細かつ具体的に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成要素を備えるものに限定されない。また、ある実施形態の構成の一部を他の実施形態の構成要素に置き換えることが可能である。また、ある実施形態の構成に他の実施形態の構成要素を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成要素の追加又は置換、削除をすることも可能である。
　また、上記のコントローラ１２の各構成、機能、処理部等は、それらの一部又は全部を、例えば集積回路で設計するなどによりハードウェアで実現してもよい。ハードウェアとして、ＦＰＧＡ（Field Programmable Gate Array）やＡＳＩＣ（Application Specific Integrated Circuit）などを用いてもよい。
　また、制御線や情報線は説明上必要と考えられるものを示しており、製品上必ずしも全ての制御線や情報線を示しているとは限らない。実際には殆ど全ての構成が相互に接続されていると考えてもよい。
　また、図３と図１９に示すフローチャートにおいて、処理結果に影響を及ぼさない範囲で、複数の処理を並列的に実行したり、処理順序を変更したりしてもよい。
　１…エンジン、１０…圧力センサ、１２…コントローラ、１７ａ…点火コイル、１７ｂ…点火プラグ、３０…ピークホールド回路、３１ａ…圧力算出部、３１ｂ…圧力算出部、３２…角加速度算出部、１２１…入出力部、１２２…制御部、１２２ａ…トルク変動推定部、１２２ｂ…機関制御部、１２２ｃ…偏差算出部、１２２ｄ…操作量演算部、１２３…記憶部

Claims (14)

  1. 　点火時期近傍に取得された第一の筒内圧と、燃焼終了時期近傍に取得された第二の筒内圧と、に基づいて、内燃機関の燃焼状態を推定する燃焼状態推定部を備える
    　内燃機関制御装置。
  2. 　前記燃焼状態推定部は、前記第一の筒内圧と前記第二の筒内圧との差を複数サイクルで算出し、前記複数サイクルにおける前記差の変動率に基づいて、前記内燃機関のトルク変動の大きさを推定する
    　請求項１に記載の内燃機関制御装置。
  3. 　前記トルク変動の大きさに基づいて、ＥＧＲ率、又は空燃比を制御する機関制御部を備える
    　請求項２に記載の内燃機関制御装置。
  4. 　前記トルク変動の大きさに基づいて、点火エネルギー、筒内流動強さ、圧縮比、及び吸気温度のうち、少なくとも一つを制御する機関制御部を備える
    　請求項２に記載の内燃機関制御装置。
  5. 　前記燃焼状態推定部は、前記第一の筒内圧の取得時期を、当該気筒の点火時期に対応して変化させる
    　請求項１に記載の内燃機関制御装置。
  6. 　前記燃焼状態推定部は、前記第一の筒内圧の取得時期と、当該気筒の点火時期との差を１ｍｓ以内とする
    　請求項５に記載の内燃機関制御装置。
  7. 　前記燃焼状態推定部は、前記第二の筒内圧の取得時期を、当該気筒の９０％燃焼時期に対応して変化させる
    　請求項１に記載の内燃機関制御装置。
  8. 　前記燃焼状態推定部は、前記第二の筒内圧の取得時期と、当該気筒の９０％燃焼時期の２０°遅角時期との差を１０°以内とする
    　請求項７に記載の内燃機関制御装置。
  9. 　前記燃焼状態推定部は、前記第一の筒内圧と前記第二の筒内圧との比に基づいて、燃焼位相を推定する
    　請求項１に記載の内燃機関制御装置。
  10. 　前記第一の筒内圧と前記第二の筒内圧との比に基づいて、点火時期を制御する機関制御部を備える
    　請求項９に記載の内燃機関制御装置。
  11. 　前記燃焼状態推定部は、点火コイルの電圧値、前記点火コイルの電流値、又は前記点火コイルの放電時間に基づいて、前記第一の筒内圧と前記第二の筒内圧とを求める
    　請求項１に記載の内燃機関制御装置。
  12. 　前記内燃機関は、点火コイルと、
    　前記点火コイルの電圧を検出し、前記点火コイルの電圧のピーク値を保持する電圧ピーク値保持部と、を備え、
    　前記燃焼状態推定部は、前記ピーク値に基づいて前記第一の筒内圧と前記第二の筒内圧を算出する
    　請求項１に記載の内燃機関制御装置。
  13. 　前記燃焼状態推定部は、クランク軸の角加速度に基づいて、前記第一の筒内圧と前記第二の筒内圧とを求める
    　請求項１に記載の内燃機関制御装置。
  14. 　前記内燃機関は、クランク軸の角加速度を算出する角加速度算出部を備え、
    　前記燃焼状態推定部は、前記クランク軸の角加速度に基づいて、前記第一の筒内圧と前記第二の筒内圧を算出する
    　請求項１に記載の内燃機関制御装置。
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