(57)【要約】    【課題】  エンジンのポンプ仕事を簡単に算出する。    【解決手段】  電制スロットルバルブの開度ＡＰＯと、エンジン回転数Ｎｅとを検出し（ステップ１）、大気圧Ｐ１およびコレクタ圧Ｐ２の圧力比（大気圧／コレクタ圧）を算出し（ステップ２）、１サイクル当たりの吸気物質量ｎと吸気絶対温度Ｔとを読み込む（ステップ３）。吸気エントロピー変化ΔＳを、ΔＳ＝ｎ×Ｒ×ｌｎ（Ｐ１／Ｐ２）として算出する（ステップ４）。エンジンのポンプ仕事ΔＷを、吸気エントロピー変化ΔＳと吸気絶対温度Ｔとから、ΔＷ＝ΔＳ×Ｔにより算出する（ステップ５）。【選択図】  図３
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関によるポンプ仕事を吸気エントロピー変化と吸気絶対温度との乗算により求めることを特徴とする内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【請求項２】
前記吸気エントロピー変化は、吸気絶対温度が等温状態であると仮定して、１サイクル当たりの吸気物質量と、大気圧およびコレクタ圧の圧力比とから算出することを特徴とする請求項１記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【請求項３】
前記圧力比は、スロットルバルブの上流圧力および下流圧力から算出した値とすることを特徴とする請求項２記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【請求項４】
前記吸気物質量は、計測値を用いることを特徴とする請求項２または請求項３記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【請求項５】
前記吸気物質量は、スロットルモデルおよびポンプモデルからの出力に基づいて算出したコレクタ圧力と、前記ポンプモデルにて算出した体積吸気量とに基づいて算出することを特徴とする請求項２〜請求項４のいずれか１つに記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【請求項６】
前記スロットルモデルは、スロットルバルブ開度および前記コレクタモデルにより算出したコレクタ圧力からサイクリック計算により圧力比の平衡値を算出することを特徴とする請求項５記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【請求項７】
前記吸気エントロピー変化は、エントロピー変化前後における吸気絶対温度に応じて補正されることを特徴とする請求項１〜請求項６のいずれか１つに記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【請求項８】
前記吸気エントロピー変化の補正は、エントロピー変化後における吸気絶対温度がエントロピー変化前の温度より低いときは、等温変化時より前記吸気エントロピー変化を増やすことを特徴とする請求項７記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【請求項９】
前記吸気エントロピー変化の補正は、エントロピー変化後における吸気絶対温度がエントロピー変化前の温度より高いときは、等温変化時より前記吸気エントロピー変化を減少させることを特徴とする請求項７または請求項８記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【請求項１０】
前記吸気エントロピー変化ΔＳは、定容比熱をＣｖ、吸気エントロピー変化前の吸気絶対温度をＴ１、吸気エントロピー変化後の吸気絶対温度をＴ２、１サイクル当たりの吸気物質量をｎ、吸気エントロピー変化前の吸気密度をρ１、吸気エントロピー変化後の吸気密度をρ２、大気圧をＰ１、コレクタ圧をＰ２とし、ｅを底とする対数をｌｎとしたときに、
ΔＳ＝Ｃｖ×ｌｎ（Ｔ２／Ｔ１）＋ｎ×Ｒ×ｌｎ（ρ１／ρ２）
ρ１／ρ２＝（Ｐ１／Ｔ１）／（Ｐ２／Ｔ２）
として算出することを特徴とする請求項１〜請求項９のいずれか１つに記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【請求項１１】
前記吸気絶対温度は、大気の絶対温度であることを特徴とする請求項１〜請求項１０のいずれか１つに記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【請求項１２】
温度センサ故障時は、前記吸気絶対温度を標準温度とすることを特徴とする請求項１〜請求項１１のいずれか１つに記載の内燃機関のポンプ仕事算出装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、内燃機関のポンプ仕事算出装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
内燃機関は出力を調整する手段として、吸気通路に配置されたバルブ（例えば吸気絞り弁）を用いてコレクタ圧（密度）を低下させて吸気量を減らしている。コレクタ圧を低下させる際に、エンジンは仕事（ポンプ仕事）をすることになるので損失が発生する。この現象をポンプロスという。特にアイドリングや減速の時はポンプロスが大きく、ＩＳＣ制御やトルク制御の精度に大きな影響を与えるため、ポンプロスを精度良く算出できれば運転性や燃費などの向上が図れる。
【０００３】
また特許文献１では、ポンプロストルクを作動ガス量或いは吸気圧力に基づいて算出することが開示されている。
【特許文献１】特開平１１−５０８８９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ここで、ポンプロスを求める方法としてＰ−Ｖ線図（筒内圧とストローク×ピストン面積）を用いる方法が知られているが、この方法では筒内圧を測定しなければならないため、コストや信頼性の面で実用的ではなかった。
また特許文献１では、ポンプロスを算出する際に温度を加味していないし、物理量から算出を行っていなかったので、環境（温度）が変化した場合には算出値の精度が悪かった。また、ポンプロスを算出する際には各種マップ等を予め設定しておく必要があったので、筒内圧などの測定実験を行わなければならず、そのための設備費用や実験工数がかかっていた。
【０００５】
本発明は、上記問題に鑑みなされたものであり、エンジンのポンプ仕事を簡単に算出することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
そのため本発明では、内燃機関によるポンプ仕事を吸気エントロピー変化と吸気絶対温度との乗算により求める。
【発明の効果】
【０００７】
本発明によれば、ポンプ仕事を筒内圧の測定や適合をせずに簡単に精度良く求めることができ、環境変化にも追従することができるという効果がある。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００８】
以下、図面に基づき、本発明の実施形態について説明する。
図１は、エンジン１のシステム構成図である。
エンジン１の各気筒のシリンダ２及びピストン３により画成される燃焼室４には、点火プラグ５を囲むように、吸気バルブ６と排気バルブ７とを備えている。８は排気通路、９は吸気通路である。
【０００９】
吸気通路９には、上流側からエアクリーナ１２および電制スロットルバルブ（バタフライバルブ）１３が配設されており、電制スロットルバルブ１３のバルブ開口面積に応じて空気を燃焼室４内に導入する。電制スロットルバルブ１３は、エンジン制御装置（ＥＣＵ）３０の開度指令に基づいてバルブ開口面積が決定される。
吸気通路９のコレクタ１１の下流のマニホールドブランチ部には、燃料噴射弁１０が配設されている。
【００１０】
また、ＥＣＵ３０には、スロットルバルブ開度センサ２３、エアフロメータ２４、ブーストセンサ（圧力センサ）２５、温度センサ２６、クランク角センサ２７、大気圧センサ（圧力センサ）２８、及び大気温センサ（温度センサ）２９からの信号が入力される。
スロットルバルブ開度センサ２３は、電制スロットルバルブ１３の開度に応じた信号を出力する。
【００１１】
エアフロメータ２４は、電制スロットルバルブ１３より上流の吸気通路９に設けられ、電制スロットルバルブ１３を通過する空気量（後述する吸気物質量ｎを算出する際に用いる値）に応じた信号を出力する。
ブーストセンサ２５は、電制スロットルバルブ１３より下流のコレクタ１１に設けられ、コレクタ１１内の圧力（下流圧力）Ｐ２に応じた信号を出力する。
【００１２】
温度センサ２６は、コレクタ１１に設けられ、吸気温度Ｔ２に応じた信号を出力する。なお、吸気温度Ｔ２は、燃焼室４内に吸入した吸気の温度（筒内温度）を運転状態に基づいて算出した値としてもよい。
クランク角センサ２７は、エンジン１に設けられ、エンジン１のクランク角に応じた信号を出力する。このクランク角センサ２７の信号によりエンジン回転数Ｎｅを検出可能である。
【００１３】
大気圧センサ２８は、大気圧（外気圧）Ｐ１に応じた信号を出力する。なお、後述するが大気圧は電制スロットルバルブ１３より上流の圧力としてもよい。
大気温センサ２９は、大気温（外気温）Ｔ１に応じた信号を出力する。
ＥＣＵ３０は、各種制御を行う。例えば、電制スロットルバルブ１３の開度制御、燃料噴射時期および噴射量の制御、点火時期制御などを行う。
【００１４】
図２は、ポンプ仕事モデルである。
ポンプ仕事モデルは、エンジン１による吸気をポンプ作用とみなしてこの仕事量ΔＷ〔Ｎ・ｍ〕を算出するものである。
ここで、従来のポンプ仕事ΔＷを算出する方法について説明する。なお従来のポンプ仕事ΔＷの算出においては、筒内温度（コレクタ１１内の温度）Ｔ２〔Ｋ〕が大気温度Ｔ１〔Ｋ〕と等しいことを前提とする。
【００１５】
ポンプ仕事ΔＷは、ピストン３に作用する力Ｆ〔Ｎ〕にストローク量Ｌ〔ｍ〕を乗算して算出できる（ΔＷ＝Ｆ×Ｌ）。
ピストンに作用する力Ｆは、大気圧Ｐ１〔Ｐａ〕および筒内圧（コレクタ圧）Ｐ２〔Ｐａ〕の差と、ピストン３の面積Ａ〔ｍ2〕とから算出する。
Ｆ〔Ｎ〕＝（Ｐ２−Ｐ１）×Ａ
すなわち、ポンプ仕事ΔＷは、シリンダ容積Ｖ〔ｍ3〕と、大気圧Ｐ１および筒内圧Ｐ２の差との乗算により求める。
【００１６】
ΔＷ＝Ｆ×Ｌ
＝（Ｐ２−Ｐ１）×Ａ×Ｌ
＝（Ｐ２−Ｐ１）×Ｖ
しかしながら、従来のポンプ仕事ΔＷの算出においては、筒内温度Ｔ２が大気温度Ｔ１と等しいことを前提としていたため、運転する環境（大気温度Ｔ１、大気圧Ｐ１）が変化する場合にはポンプ仕事ΔＷの算出精度にずれが生じることとなっていた。
【００１７】
また、エンジン１が出力を低下させる際にはコレクタ１１内の圧力（密度）を低下させて吸気量を減らすこととしているが、圧力を低下させる際にエンジン１は仕事ΔＷをするためにポンプロスが発生する。
このポンプロスを算出する方法としてＰ−Ｖ線図（筒内圧とストローク×ピストン面積）を用いることが知られているが、この方法では筒内圧を測定しなければならないため、コストや信頼性の面で実用的ではなかった。
【００１８】
そこで、本発明では、ピストン３が大気に逆らう仕事（Ｐ−Ｖ線図の負の仕事）ΔＷは、スロットル後の吸気が等温変化するときのエントロピー変化ΔＳと絶対温度Ｔとの積（乗算した値）に等しいことを利用して、環境変化があったとしてもこの変化に応じて精度良く算出することとした。
ピストン３がａの位置からｂの位置までストロークしたときの吸気エントロピー変化ΔＳは、吸気絶対温度が等温状態であると仮定して、１サイクル当たりの吸気物質量（シリンダ２内に吸入される空気量）ｎ、ガス定数Ｒ、大気圧Ｐ１、コレクタ圧Ｐ２とし、ｅを底とする対数をｌｎとして次式にて算出する。
【００１９】
ΔＳ＝ｎ×Ｒ×ｌｎ（Ｐ１／Ｐ２）
内燃機関によるポンプ仕事ΔＷ〔Ｊ＝Ｎ・ｍ〕は、吸気エントロピー変化ΔＳに吸気絶対温度Ｔ（Ｔ＝Ｔ１＝Ｔ２）を乗じて次式にて算出する。
ΔＷ＝ΔＳ×Ｔ
ここで、吸気エントロピー変化ΔＳは、エントロピー変化前後における実際の吸気絶対温度Ｔ１，Ｔ２が異なるので、これらの温度に応じて補正される。なお、ここで用いる吸気絶対温度Ｔ２は、燃焼室４内に吸入した吸気の温度（筒内温度）を運転状態に基づいて算出した値〔Ｋ〕とする。
【００２０】
この補正は、吸気エントロピー変化後における吸気絶対温度Ｔ２がエントロピー変化前の温度Ｔ１より低いときは、等温変化時より吸気エントロピー変化ΔＳを増やす。一方、吸気エントロピー変化後における吸気絶対温度（筒内温度）Ｔ２がエントロピー変化前の温度（大気温度）Ｔ１より高いときは、等温変化時より吸気エントロピー変化ΔＳを減少させる。これにより実際には完全に等温変化とならない場合においてもポンプ仕事ΔＷを精度良く算出する。
【００２１】
次に、本願発明のエンジンポンプ仕事ΔＷの算出について図３のフローチャートを用いて説明する。
ステップ１（図では「Ｓ１」と示す。以下同様）では、電制スロットルバルブ１３の開度ＡＰＯと、エンジン回転数Ｎｅを検出する。電制スロットルバルブ１３の開度ＡＰＯは、スロットルバルブセンサ２３により出力した信号に基づいて算出した値を用いる。エンジン回転数Ｎｅは、クランク角センサ２７の出力信号に基づいて算出した値を用いる。
【００２２】
ステップ２では、大気圧およびコレクタ圧の圧力比を算出する。圧力比は、大気圧Ｐ１をコレクタ１１内の圧力（筒内圧）Ｐ２で除算することにより算出する（圧力比＝Ｐ１／Ｐ２）。なお、大気圧Ｐ１は、電制スロットルバルブ１３の上流の圧力を用いてもよい。
ステップ３では、１サイクル当たりの吸気物質量ｎと吸気絶対温度Ｔとを読み込む。この吸気物質量ｎは、エアフロメータ２４の出力信号に基づいて算出したエンジン１の吸気量と、エンジン回転数Ｎｅとから算出した値とする。また、吸気物質量ｎは、後述するシリンダモデルにより、コレクタ圧と、体積吸気量（エンジン回転数Ｎｅに基づいて算出される量）とに基づいて算出してもよい。
【００２３】
ステップ４では、吸気エントロピー変化ΔＳを算出する。
吸気エントロピー変化ΔＳは、ガス定数をＲとし、ｅを底とする対数をｌｎとして次式により算出する。
ΔＳ＝ｎ×Ｒ×ｌｎ（Ｐ１／Ｐ２）
または、吸気エントロピー変化ΔＳは、定容比熱をＣｖ、吸気エントロピー変化前の吸気絶対温度（大気の絶対温度）をＴ１、吸気エントロピー変化後の吸気絶対温度（コレクタ１１内の吸気の絶対温度）をＴ２、１サイクル当たりの吸気物質量をｎ、吸気エントロピー変化前の吸気密度をρ１、吸気エントロピー変化後の吸気密度をρ２、大気圧をＰ１、コレクタ圧をＰ２としたときに、次式により算出してもよい。
【００２４】
ΔＳ＝Ｃｖ×ｌｎ（Ｔ２／Ｔ１）＋ｎ×Ｒ×ｌｎ（ρ１／ρ２）
ρ１／ρ２＝（Ｐ１／Ｔ１）／（Ｐ２／Ｔ２）
なお、温度センサ２６が故障した時は、吸気絶対温度（大気の絶対温度Ｔ１〔Ｋ〕）を標準温度する一方、大気温センサ２９が故障した時は、筒内の絶対温度Ｔ２〔Ｋ〕を標準温度とすることにより、吸気エントロピーΔＳを算出する際の最低限の精度を確保するようにしてもよい。
【００２５】
ステップ５では、エンジン１のポンプ仕事ΔＷを、吸気エントロピー変化ΔＳと吸気絶対温度Ｔとから算出する。
ΔＷ＝ΔＳ×Ｔ
図４は、エンジン回転数Ｎｅが一定の状態において圧力比（Ｐ１／Ｐ２）に応じたエンジン１のポンプ仕事ΔＷを示す図である。
【００２６】
前述の式より、エンジン１のポンプ仕事は、ΔＷ＝ｎ×Ｒ×ｌｎ（Ｐ１／Ｐ２）×Ｔで表すことができる。図では、圧力比が１．０に近づくにつれてポンプ仕事が低下することを示している。
そして、熱力学第二法則により自然なエントロピー変化ΔＳは増加する側に変化するが、コレクタ圧Ｐ２の最大値は大気圧になる。すなわち、吸気の初期状態は大気圧Ｐ１であって、これに平衡しようとするため、コレクタ圧Ｐ２をＰ１と等しい状態（Ｐ２＝Ｐ１）からＰ２≠Ｐ１に変化させ、エントロピーの増減に関係なく外部から仕事をしなければならない。
【００２７】
一般的な自然吸気式のエンジンでは、大気より吸気エントロピーは増大する。本発明ではエントロピーを増大させるために必要な仕事量をポンプ仕事として定義しているため、正の値をとるが、エンジン１としては外部に仕事をする（すなわち、負の仕事になる）。
また圧力比（Ｐ１／Ｐ２）は、図５に示す各パラメータを各一次元テーブルに当てはめることで算出するようにしてもよい。
【００２８】
図５（イ）に示す一次元の開口面積算出テーブルに、スロットルバルブ開度センサ２３の出力信号により算出したスロットルバルブ開度を割り当ててスロットルバルブ開口面積を算出する。図５（ロ）に示す一次元の体積効率算出テーブルに、クランク角センサ２７の出力信号により算出したエンジン回転数Ｎｅを割り当ててスロットル全開時の体積効率を算出する。
【００２９】
そして、次式に示すように、総行程容積Ｃ［ｍ3］、スロットルバルブ全開時の体積効率η、スロットルバルブ開口面積ＡＰＯ［ｍ2］およびエンジン回転数Ｎｅ［rpm］より電制スロットルバルブ１３を通過する気体の仮想流速Ｖｓ［m/s］を算出する。
Ｖｓ＝Ｃ×η×Ｎｅ／（ＡＰＯ×１２０）
この式により算出された仮想流速Ｖｓを図５（ハ）に示す一次元の圧力比算出テーブルに割り当てて圧力比を算出する。
【００３０】
次に、本発明の吸気系モデルについて図６を用いて説明する。
吸気系モデルは、スロットルモデル３１、ポンプ（エンジン）モデル３２、コレクタモデル３３、およびシリンダモデル３４から大別構成されている。
スロットルモデル３１は、電制スロットルバルブ１３の開度（有効開口面積）、大気圧（電制スロットルバルブ１３の上流圧力）Ｐ１、およびコレクタモデル３３により算出された電制スロットルバルブ１３の下流圧力（コレクタ１１内の圧力、または筒内圧力）Ｐ２が入力される。電制スロットルバルブ１３の前後圧力比（Ｐ１／Ｐ２）をサイクリック計算により算出する。これにより算出された圧力比は、平衡値となる。この圧力比に基づいて流量係数を算出する。そして、流量を算出する式（流量＝開口面積×流量係数）により、電制スロットルバルブ１３を通過する気体の流量を算出する。
【００３１】
ポンプモデル３２は、エンジン１の吸気をポンプ作用と考え、エンジン回転数Ｎｅに基づいて体積吸気量を算出する。
コレクタモデル３３は、スロットル通過気体流量、大気圧（上流圧力）Ｐ１、吸気温度、エンジン回転数Ｎｅ、および体積吸気量に基づいてコレクタ圧力（密度）Ｐ２を算出する。
【００３２】
シリンダモデル３４は、コレクタ圧および体積吸気量に基づいて吸気物質量ｎを算出する。なお、吸気物質量ｎは、計測値を用いてもよい。
なお、この吸気系モデルにおいて、コレクタモデル３３は、コレクタ圧（筒内圧力）Ｐ２をスロットル通過気体流量、大気圧、吸気温度、エンジン回転数Ｎｅ、および体積吸気量に基づいて算出することについて説明したが、前述のブーストセンサ２５により算出した電制スロットルバルブ１３の下流圧力Ｐ２をコレクタ圧（筒内圧力）として用いてもよい。この場合、スロットルモデル３１は、圧力比を算出して前述の式（流量＝開口面積×流量係数）により電制スロットルバルブ１３を通過する気体の流量を算出する。
【００３３】
なお、本発明は、筒内直接噴射式の内燃機関においても同様に適用可能である。
本実施形態によれば、内燃機関１によるポンプ仕事ΔＷを吸気エントロピー変化ΔＳと吸気絶対温度Ｔとの乗算（ΔＳ×Ｔ）により求める（ステップ５）。このため、ポンプ仕事ΔＷを筒内圧の測定や適合をせずに簡単に精度良く求めることができ、環境変化（温度変化）にも追従することができる。
【００３４】
また本実施形態によれば、吸気エントロピー変化ΔＳは、吸気絶対温度Ｔが等温状態であると仮定して、１サイクル当たりの吸気物質量ｎと、大気圧Ｐ１およびコレクタ圧Ｐ２の圧力比（Ｐ１／Ｐ２）とから算出する（ステップ４）。このため、吸気エントロピー変化ΔＳを精度良く算出できる。
また本実施形態によれば、圧力比（Ｐ１／Ｐ２）は、スロットルバルブ１３の上流圧力および下流圧力から算出した値とする。このため、圧力比を簡単に算出できる。
【００３５】
また本実施形態によれば、吸気物質量ｎは、計測値（エアフロメータ２４による検出値）を用いる。このため、計測した吸気物質量ｎにより簡単に吸気エントロピー変化ΔＳを算出できる。
また本実施形態によれば、吸気物質量ｎは、スロットルモデル３１およびポンプモデル３２からの出力に基づいて算出したコレクタ圧力Ｐ２と、ポンプモデル３２にて算出した体積吸気量とに基づいて算出する。このため、各モデルを用いて吸気物質量ｎを算出できる。
【００３６】
また本実施形態によれば、スロットルモデル３１は、スロットルバルブ開度およびコレクタモデル３３により算出したコレクタ圧力Ｐ２からサイクリック計算により圧力比の平衡値を算出する。このため、安定した圧力比を算出できる。
また本実施形態によれば、吸気エントロピー変化ΔＳは、エントロピー変化前後における吸気絶対温度Ｔ１，Ｔ２に応じて補正され、エントロピー変化後における吸気絶対温度Ｔ２がエントロピー変化前の温度Ｔ１より低いときは、等温変化時より吸気エントロピー変化ΔＳを増やす一方、エントロピー変化後における吸気絶対温度Ｔ２がエントロピー変化前の温度Ｔ１より高いときは、等温変化時より吸気エントロピー変化ΔＳを減少させる。このため、完全な等温変化でない場合においても、温度変化に応じて吸気エントロピー変化ΔＳを補正することでポンプ仕事ΔＷを精度良く算出できる。
【００３７】
また本実施形態によれば、吸気エントロピー変化ΔＳは、定容比熱をＣｖ、吸気エントロピー変化前の吸気絶対温度をＴ１、吸気エントロピー変化後の吸気絶対温度をＴ２、１サイクル当たりの吸気物質量をｎ、吸気エントロピー変化前の吸気密度をρ１、吸気エントロピー変化後の吸気密度をρ２、大気圧をＰ１、コレクタ圧をＰ２とし、ｅを底とする対数をｌｎとしたときに、ΔＳ＝Ｃｖ×ｌｎ（Ｔ２／Ｔ１）＋ｎ×Ｒ×ｌｎ（ρ１／ρ２）、ρ１／ρ２＝（Ｐ１／Ｔ１）／（Ｐ２／Ｔ２）として算出する。このため、吸気エントロピー変化前後における状態量に基づいて吸気エントロピー変化ΔＳを精度良く算出できる。
【００３８】
また本実施形態によれば、吸気絶対温度は、大気温度Ｔ１である。このため、大気温度Ｔ１を用いて精度良く吸気エントロピー変化ΔＳを算出できる。
また本実施形態によれば、温度センサ故障時は、吸気絶対温度（大気温度Ｔ１）を標準温度とする。このため、センサが故障しても最低限の演算精度を確保することができる。
【図面の簡単な説明】
【００３９】
【図１】内燃機関のシステム構成図
【図２】ポンプ仕事モデル
【図３】ポンプ仕事算出フロー
【図４】ポンプ仕事の演算結果を示す図
【図５】圧力比の算出方法を示す図
【図６】吸気モデルのブロック図
【符号の説明】
【００４０】
１  エンジン
２  シリンダ
５  点火プラグ
９  吸気通路
１０  燃料噴射弁
１１  コレクタ
１３  電制スロットルバルブ
２３  スロットルバルブ開度センサ
２４  エアフロメータ
２５  ブーストセンサ
２６  温度センサ
２７  クランク角センサ
２８  大気圧センサ
２９  大気温センサ
３０  ＥＣＵ
３１  スロットルモデル
３２  ポンプモデル
３３  コレクタモデル
３４  シリンダモデル
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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