(57)【要約】【課題】ターボチャージャ付き内燃機関の制御装置に関し、内燃機関の制御に使用するコンプレッサ流量を高い精度で推定することを可能にする。【解決手段】コンプレッサの物理モデルであるコンプレッサモデルを用いてコンプレッサ流量を計算する。そのコンプレッサモデルを複数用意しておき、内燃機関の運転状態に応じてコンプレッサ流量の計算に使用するコンプレッサモデルを選択する。【選択図】図３
2008106703.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ターボチャージャ付きの内燃機関において前記ターボチャージャのコンプレッサ流量に基づいて内燃機関を制御する制御装置であって、
コンプレッサの物理モデルである複数のコンプレッサモデルと、
前記複数のコンプレッサモデルの中からコンプレッサ流量の計算に使用するコンプレッサモデルを内燃機関の運転状態に応じて選択する選択手段と、
を備えることを特徴とするターボチャージャ付き内燃機関の制御装置。
【請求項２】
前記コンプレッサモデルは、少なくともコンプレッサ上流圧力、コンプレッサ下流圧力及びタービン回転速度に基づいてコンプレッサ流量を計算するように構成されていることを特徴とする請求項１記載のターボチャージャ付き内燃機関の制御装置。
【請求項３】
前記複数のコンプレッサモデルとして第１コンプレッサモデルと第２コンプレッサモデルとを備え、
前記第２コンプレッサモデルは、コンプレッサ流量の補正流量を計算する補正流量モデルを前記第１コンプレッサモデルに合成したモデルであり、
前記選択手段は、前記第１コンプレッサモデルによるコンプレッサ流量の推定精度が低下する特定の運転状態において前記第２コンプレッサモデルを選択することを特徴とする請求項２記載のターボチャージャ付き内燃機関の制御装置。
【請求項４】
前記補正流量モデルは、前記第１コンプレッサモデルで計算されるコンプレッサ流量を増量側に補正するように構成され、
前記選択手段は、コンプレッサ下流圧力がコンプレッサ上流圧力よりも大きいときには前記第１コンプレッサモデルを選択し、コンプレッサ下流圧力がコンプレッサ上流圧力以下のときには前記第２コンプレッサモデルを選択することを特徴とする請求項３記載のターボチャージャ付き内燃機関の制御装置。
【請求項５】
前記補正流量モデルは、少なくともコンプレッサ上流圧力及びコンプレッサ下流圧力に基づいて補正流量を計算するように構成されていることを特徴とする請求項４記載のターボチャージャ付き内燃機関の制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明はターボチャージャ付き内燃機関の制御装置に関し、特に、ターボチャージャのコンプレッサ流量に基づいて内燃機関を制御する制御装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
シリンダに吸入される空気の流量（以下、シリンダ吸入流量）を推定するための手段として、吸気系の物理モデルを用いる方法が知られている。下記に列挙した特許文献には、ターボチャージャ付きの内燃機関におけるシリンダ吸入流量の推定方法が記載されている。ターボチャージャ付きの内燃機関では、吸気系の物理モデルの１つとして、コンプレッサをモデル化したコンプレッサモデルが用いられている。コンプレッサモデルでは、コンプレッサの上流圧力や下流圧力、或いはタービン回転速度等の複数のパラメータに基づいてコンプレッサを通過する空気の流量（以下、コンプレッサ流量）が計算される。
【特許文献１】特開２００５−１５５３８４号公報
【特許文献２】特開２００６−２２７６４号公報
【特許文献３】特表２００３−５１８５８１号公報
【特許文献４】特開２００３−２９３８２１号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、従来用いられているコンプレッサモデルは、コンプレッサが過給状態にあるときの流量特性に主眼を置いて設計されている。このため、コンプレッサの下流圧力が上流圧力よりも高いときには高精度でコンプレッサ流量を推定できるもの、その逆の場合には推定精度が低下し、実際の流量よりも少なく見積もられるという課題があった。コンプレッサの下流圧力が上流圧力よりも低くなる場合としては、例えば、急加速時のようにスロットルが急激に開かれたときである。
【０００４】
シリンダ吸入流量は、コンプレッサ流量に基づいて計算される。このため、コンプレッサ流量が実際よりも少なく見積もられると、シリンダ吸入流量も実際より少なく見積もられることになる。その結果、推定シリンダ吸入流量から計算される燃料噴射量は実際のシリンダ吸入流量に対して不足することになり、空燃比のリーン方向へのずれを招いてしまう。
【０００５】
本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、内燃機関の制御に使用するコンプレッサ流量を高い精度で推定することが可能なターボチャージャ付き内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
第１の発明は、上記の目的を達成するため、
ターボチャージャ付きの内燃機関において前記ターボチャージャのコンプレッサ流量に基づいて内燃機関を制御する制御装置であって、
コンプレッサの物理モデルである複数のコンプレッサモデルと、
前記複数のコンプレッサモデルの中からコンプレッサ流量の計算に使用するコンプレッサモデルを内燃機関の運転状態に応じて選択する選択手段と、
を備えることを特徴としている。
【０００７】
第２の発明は、第１の発明において、
前記コンプレッサモデルは、少なくともコンプレッサ上流圧力、コンプレッサ下流圧力及びタービン回転速度に基づいてコンプレッサ流量を計算するように構成されていることを特徴としている。
【０００８】
第３の発明は、第２の発明において、
前記複数のコンプレッサモデルとして第１コンプレッサモデルと第２コンプレッサモデルとを備え、
前記第２コンプレッサモデルは、コンプレッサ流量の補正流量を計算する補正流量モデルを前記第１コンプレッサモデルに合成したモデルであり、
前記選択手段は、前記第１コンプレッサモデルによるコンプレッサ流量の推定精度が低下する特定の運転状態において前記第２コンプレッサモデルを選択することを特徴としている。
【０００９】
第４の発明は、第３の発明において、
前記補正流量モデルは、前記第１コンプレッサモデルで計算されるコンプレッサ流量を増量側に補正するように構成され、
前記選択手段は、コンプレッサ下流圧力がコンプレッサ上流圧力よりも大きいときには前記第１コンプレッサモデルを選択し、コンプレッサ下流圧力がコンプレッサ上流圧力以下のときには前記第２コンプレッサモデルを選択することを特徴としている。
【００１０】
第５の発明は、第４の発明において、
前記補正流量モデルは、少なくともコンプレッサ上流圧力及びコンプレッサ下流圧力に基づいて補正流量を計算するように構成されていることを特徴としている。
【発明の効果】
【００１１】
第１の発明によれば、コンプレッサ流量の計算方法を内燃機関の運転状態に応じて切り替えることができるので、単一のコンプレッサモデルを用いる場合に比較して内燃機関の運転状態がコンプレッサ流量の推定精度に与える影響を少なくすることができる。つまり、第１の発明によれば、内燃機関の運転状態によらずコンプレッサ流量を高い精度で推定することができる。
【００１２】
第２の発明によれば、コンプレッサの上流圧力や下流圧力及びタービン回転速度をコンプレッサモデルのパラメータとして用いることで、コンプレッサ流量を高い精度で推定することができる。
【００１３】
第３の発明によれば、第１コンプレッサモデルによるコンプレッサ流量の推定精度が低下する特定運転状態では、補正流量モデルを第１コンプレッサモデルに合成したモデル（第２コンプレッサモデル）を用いることで、特定運転状態での第１コンプレッサモデルの推定精度の低下を補完することができ、常に高い精度でコンプレッサ流量を推定することが可能になる。
【００１４】
第４の発明によれば、コンプレッサの下流圧力が上流圧力以下のときには、補正流量モデルによってコンプレッサ流量を増量側に補正することができるので、従来用いられているコンプレッサモデルを第１コンプレッサモデルとして使用した場合でも、コンプレッサの下流圧力と上流圧力との大小関係によらずコンプレッサ流量を高い精度で推定することができる。
【００１５】
第５の発明によれば、コンプレッサの上流圧力や下流圧力を補正流量モデルのパラメータとして用いることで、コンプレッサ流量を高い精度で補正することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１６】
以下、図１乃至図６を参照して、本発明の実施の形態について説明する。
図１は本実施の形態の制御装置が適用される内燃機関（以下、エンジンという）の概略構成図である。図１に示すように、本エンジンは、シリンダ２に接続される吸気通路４にコンプレッサ６を備えている。コンプレッサ６は、図示しない排気通路に配置されたタービンに連結され、タービンとともにターボチャージャを構成している。吸気通路４におけるコンプレッサ６の下流には、電子制御式のスロットル８が配置されている。
【００１７】
本実施の形態の制御装置は、以下に説明するように、吸気系の物理モデルを用いてシリンダ２に吸入される空気の流量を推定する。本実施の形態の制御装置はターボエンジンに適用されるので、吸気系の物理モデルとしては、コンプレッサ６をモデル化したコンプレッサモデルを用いている。コンプレッサモデルの詳細については後述する。なお、推定したシリンダ吸入流量は、負荷の計算や燃料噴射量の計算等、エンジン制御に係る各種の計算に使用される。
【００１８】
図１中には、シリンダ吸入流量Ｍcの計算に使用される物理量が記載されている。コンプレッサ６の上流圧力（以下、コンプレッサ上流圧力）Ｐa、コンプレッサ６の下流圧力（以下、コンプレッサ下流圧力）Ｐc、スロットル８の下流圧力（以下、スロットル下流圧力）Ｐm、コンプレッサ６を通過する空気流量（以下、コンプレッサ流量）Ｍcomp、及びスロットル８を通過する空気流量（以下、スロットル流量）Ｍtが、その物理量である。これらの物理量Ｐa、Ｐc、Ｐm、Ｍcomp、Ｍtのうち、コンプレッサ上流圧力Ｐaは図示しない大気圧センサによって実測される。他の物理量Ｐc、Ｐm、Ｍcomp、Ｍtは計算によって求められる。
【００１９】
シリンダ吸入流量Ｍcは、図２のフローチャートに示すルーチンに従って計算される。図２に示すルーチンは、一定の周期で繰り返し実行され、その度にシリンダ吸入流量Ｍcの値が算出されるようになっている。
【００２０】
最初のステップＳ１では、スロットル流量Ｍtとシリンダ吸入流量Ｍcとが計算される。スロットル流量Ｍtは以下の（１）式によって計算される。（１）式において、ｆ（ｘ）はｘの関数を意味している。また、スロットル下流圧力Ｐm、コンプレッサ下流圧力Ｐcは現時点においてメモリに記憶されている値、すなわち、本ルーチンによる前回の計算で得られた値である。
Ｍt ＝ ｆ（Ｐm／Ｐc） ・・・(１)
【００２１】
また、シリンダ吸入流量Ｍcは以下の（２）式によって計算される。（２）式において、スロットル下流圧力Ｐmは、現時点においてメモリに記憶されている値、すなわち、本ルーチンによる前回の計算で得られた値である。ａ及びｂは定数である。
Ｍc ＝ ａ×Ｐm−ｂ ・・・(２)
【００２２】
次のステップＳ２では、コンプレッサ下流圧力Ｐc及びスロットル下流圧力Ｐmの更新が行われる。コンプレッサ下流圧力Ｐcの更新には、以下の（３）式による計算が用いられる。（３）式において、スロットル流量ＭtはステップＳ１で計算された値である。コンプレッサ流量Ｍcompの出所ついては後述する。Ｋは定数である。
Ｐc ＝ Ｐc（前回値）＋Ｋ×（Ｍcomp−Ｍt） ・・・(３)
【００２３】
また、スロットル下流圧力Ｐmの更新には、以下の（４）式による計算が用いられる。（４）式において、スロットル流量Ｍt、シリンダ吸入流量ＭcはステップＳ１で計算された値である。Ｋmは定数である。
Ｐm ＝ Ｐm（前回値）＋Ｋm×（Ｍt−Ｍc） ・・・(４)
【００２４】
ステップＳ２においてコンプレッサ下流圧力Ｐcの計算に用いられるコンプレッサ流量Ｍcompは、図３のフローチャートに示すルーチンに従って計算される。図３に示すルーチンは、ステップＳ２の処理において実行され、その度にコンプレッサ流量Ｍcompの値が算出されるようになっている。なお、本実施の形態では、制御装置によって図３に示すルーチンが実行されることで、本発明の「選択手段」が実現される。
【００２５】
最初のステップＳ１１では、コンプレッサ上流圧力Ｐaとコンプレッサ下流圧力Ｐcとが取得される。コンプレッサ上流圧力Ｐaは大気圧センサによる実測値であり、コンプレッサ下流圧力Ｐcは現時点においてメモリに記憶されている値、すなわち、図２に示すルーチンによる前回の計算で得られた値である。
【００２６】
次のステップＳ１２では、コンプレッサ上流圧力Ｐaとコンプレッサ下流圧力Ｐcとの大小が比較される。比較の結果、コンプレッサ下流圧力Ｐcがコンプレッサ上流圧力Ｐaよりも大きいときにはステップＳ１３に進み、コンプレッサ下流圧力Ｐcがコンプレッサ上流圧力Ｐa以下のときにはステップＳ１４に進む。
【００２７】
ステップＳ１３、Ｓ１４では、コンプレッサ流量Ｍcompの計算に用いるコンプレッサモデルの選択が行われる。本実施の形態では、流量特性の設定が異なる２つのコンプレッサモデル、第１コンプレッサモデルと第２コンプレッサモデルとが用意されている。ステップＳ１３では、第１コンプレッサモデルで計算されるコンプレッサ流量Ｍ１がコンプレッサ流量Ｍcompとして算出される。ステップＳ１４では、第２コンプレッサモデルで計算されるコンプレッサ流量Ｍ２がコンプレッサ流量Ｍcompとして算出される。
【００２８】
第１コンプレッサモデルは、コンプレッサ６が過給状態にあるときの流量特性に主眼を置いて構築されたモデルである。図４には、第１コンプレッサモデルにおけるコンプレッサ流量Ｍ１と圧力比Ｐc／Ｐaとの関係をタービン回転速度ｔｂを一定とする曲線（等タービン回転速度線）で表している。コンプレッサ流量Ｍ１は、タービン回転速度ｔｂが一定であれば圧力比Ｐc／Ｐaの増大にともなって低下していき、圧力比Ｐc／Ｐaが一定であればタービン回転速度ｔｂが高くなるほど大きくなる。第１コンプレッサモデルでは、コンプレッサ下流圧力Ｐc、コンプレッサ上流圧力Ｐa、及びタービン回転速度ｔｂを変数とする関数によってコンプレッサ流量Ｍ１を定義している。
【００２９】
第１コンプレッサモデルにおけるコンプレッサ流量Ｍ１と圧力比Ｐc／Ｐaとの関係は、圧力比Ｐc／Ｐaが１以下となる状況にも対応するように規定されている。しかし、第１コンプレッサモデルにおいてコンプレッサ流量Ｍ１の計算に用いる関数（Ｐa、Ｐc、ｔｂの関数）は、圧力比Ｐc／Ｐaが１よりも大きい状況に適合させて設計されている。このため、圧力比Ｐc／Ｐaが１以下となる状況でのコンプレッサ流量Ｍ１の精度は高くはない。具体的には、圧力比Ｐc／Ｐaが１以下のとき、第１コンプレッサモデルで計算されるコンプレッサ流量Ｍ１は、実際の流量よりも小さい値になってしまう。
【００３０】
第２コンプレッサモデルは、上記のような第１コンプレッサモデルの不利を補完するような設計になっている。図５には、各コンプレッサモデルにおけるコンプレッサ流量Ｍ１、Ｍ２とコンプレッサ下流圧力Ｐcとの関係をそれぞれ曲線で表している。各曲線においてタービン回転速度ｔｂは一定としている。図５に示すように、第２コンプレッサモデルによるコンプレッサ流量Ｍ２は、第１コンプレッサモデルによるコンプレッサ流量Ｍ１に補正流量Ｎを加算した流量であり、次の（５）式にて定義することができる。補正流量Ｎは、コンプレッサ流量Ｍ１の実際の流量に対する不足分に相当する。
Ｍ２ ＝ Ｍ１＋Ｎ ・・・(５)
【００３１】
補正流量Ｎは、補正流量モデルによって計算される。補正流量モデルでは、コンプレッサ下流圧力Ｐcとコンプレッサ上流圧力Ｐaを変数とする関数として補正流量Ｎを定義している。補正流量モデルによれば、補正流量Ｎはコンプレッサ下流圧力Ｐcがコンプレッサ上流圧力Ｐaよりも大きいときにはゼロであり、コンプレッサ下流圧力Ｐcがコンプレッサ上流圧力Ｐaよりも小さくなるほど大きい値とされる。第２コンプレッサモデルは、この補正流量モデルを第１コンプレッサモデルに合成したモデルである。
【００３２】
コンプレッサモデルは複数のパラメータを有する関数によって表すことができる。関数を構成するパラメータの数を多くするほど、より複雑な流量特性を表現することが可能になる。しかし、パラメータ数を多くすれば、その分、パラメータの値を決定するための適合試験の回数を増やさざるを得ない。また、実際にはエンジンが採り得る全ての運転状態について適合試験を行うことは難しい。このため、通常のコンプレッサモデルは、全ての運転状態を対象とするのではなく、特定の運転状態において精度が高い流量計算ができるように設計されている。上記の第１コンプレッサモデルは、エンジンが過給状態にあるときに高精度の流量計算ができるように設計されている。
【００３３】
上記のようなコンプレッサモデルの特徴を考慮すると、エンジンが採り得る運転状態の全域において精度が高い流量計算を可能にするためには、流量特性の設計が異なる複数のコンプレッサモデルを用いることが有効である。流量計算に使用するコンプレッサモデルをエンジンの運転状態に応じて切り替えることにすれば、単一のコンプレッサモデルを用いる場合に比較して、エンジンの運転状態がコンプレッサ流量の推定精度に与える影響を少なくすることができる。つまり、エンジンの運転状態によらずコンプレッサ流量を高い精度で推定することができる。本実施の形態では、第１コンプレッサモデルとは流量特性の異なる第２コンプレッサモデルを備え、コンプレッサ下流圧力Ｐcとコンプレッサ上流圧力Ｐaとの大小関係に応じて流量計算に使用するコンプレッサモデルを切り替えるようにしている。
【００３４】
第２コンプレッサモデルは、コンプレッサ流量を増量側に補正する補正流量モデルを第１コンプレッサモデルに合成したモデルである。エンジンが非過給状態、すなわち、コンプレッサ下流圧力Ｐcがコンプレッサ上流圧力Ｐaよりも低いときにはこの第２コンプレッサモデルを用いることで、非過給状態での第１コンプレッサモデルの推定精度の低下を補完することができ、エンジンの過給状態によらず常に高い精度でコンプレッサ流量を推定することが可能になる。
【００３５】
図６は、スロットル開度θthの変化に対するコンプレッサ下流圧力Ｐc、スロットル下流圧力Ｐm、及びコンプレッサ流量Ｍcompの各計算値の変化を示すタイムチャートである。図６において、各計算値の変化のうち破線で示す変化は、本実施の形態の制御装置が使用するシリンダ吸入流量の計算方法、すなわち、第１コンプレッサモデルと第２コンプレッサモデルとを切り替えて使用する方法による計算結果である。各計算値の変化のうち一点鎖線で示す変化は、従来のシリンダ吸入流量の計算方法、すなわち、第１コンプレッサモデルのみを使用する方法による計算結果である。なお、コンプレッサ下流圧力Ｐcに関しては、その実測値を実線で示している。
【００３６】
図６に示すように、本実施の形態にかかるシリンダ吸入流量の計算方法によれば、従来方法に比較して、コンプレッサ下流圧力Ｐcがコンプレッサ上流圧力Ｐaよりも低い状況において、コンプレッサ流量Ｍcompをより大きく見積もることができる。その結果、コンプレッサ下流圧力Ｐcの計算値を実際値に近づけることができ、ひいては、スロットル下流圧力Ｐmを高い精度で推定することが可能になる。上記（２）式に示すように、シリンダ吸入流量Ｍcはスロットル下流圧力Ｐmから計算されるので、結果として、シリンダ吸入流量Ｍcを高い精度で推定することが可能になる。これによれば、急加速時のようにスロットルが急激に開かれた場合であっても、シリンダ吸入流量が実際より少なく見積もられることはなく、空燃比のリーン方向へのずれを防止することができる。
【００３７】
以上、本発明の実施の形態について説明したが、本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができる。例えば、次のように変形して実施することもできる。
【００３８】
第１コンプレッサモデルで計算されるコンプレッサ流量Ｍ１と実際のコンプレッサ流量との差は、タービン回転速度ｔｂにも依存している場合がある。そのような場合には、コンプレッサ下流圧力Ｐc、コンプレッサ上流圧力Ｐa、及びタービン回転速度ｔｂを変数とする関数として補正流量Ｎを定義してもよい。
【００３９】
図２及び図３に示す各ルーチンにおいて、コンプレッサ上流圧力Ｐaは実測値ではなく固定値を用いてもよい。
【図面の簡単な説明】
【００４０】
【図１】本発明の実施の形態としての制御装置が適用される内燃機関の概略構成図である。
【図２】本発明の実施の形態においてシリンダ吸入流量の計算に用いるルーチンを示すフローチャートである。
【図３】本発明の実施の形態においてコンプレッサ流量の計算に用いるルーチンを示すフローチャートである。
【図４】第１コンプレッサモデルにおけるコンプレッサ流量と圧力比との関係を示す図である。
【図５】各コンプレッサモデルにおけるコンプレッサ流量とコンプレッサ下流圧力との関係を示す図である。
【図６】スロットル開度の変化に対するコンプレッサ下流圧力、スロットル下流圧力、及びコンプレッサ流量の各計算値の変化を示すタイムチャートである。
【符号の説明】
【００４１】
２  シリンダ
４  吸気通路
６  コンプレッサ
８  スロットル
Ｐa  コンプレッサ上流圧力
Ｐc  コンプレッサ下流圧力
Ｐm  スロットル下流圧力
Ｍcomp  コンプレッサ流量
Ｍt  スロットル流量
Ｍc  シリンダ吸入流量
【図１】
2008106703.tif 000003
【図２】
2008106703.tif 000004
【図３】
2008106703.tif 000005
【図４】
2008106703.tif 000006
【図５】
2008106703.tif 000007
【図６】
2008106703.tif 000008