(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
機関運転状態に基づいて、吸気弁が開いてからシリンダ内圧が排気圧から徐々に低下して吸気上死点より遅れて吸気圧と等しくなる実効上死点位置と、吸気弁閉時期より前にシリンダ内圧が吸気圧に達して断熱圧縮変化が開始する実効吸気弁閉時期と、を求め、前記実効上死点位置におけるシリンダ容積と前記実効吸気弁閉時期におけるシリンダ容積との差としてシリンダ実効容積を算出するシリンダ実効容積算出手段と、
機関運転状態に基づいて目標吸気圧を算出する目標吸気圧算出手段と、
マニホルドプラントモデルを用いて現在の吸気圧の推定値である仮想吸気圧を算出する仮想吸気圧算出手段と、
前記仮想吸気圧と前記シリンダ実効容積とに基づいて、現在の単位時間当たりのシリンダ吸気量の推定値である単位時間当たりの仮想シリンダ吸気量（ＱＥ’）を算出する仮想シリンダ吸気量算出手段と、
前記目標吸気圧と前記仮想吸気圧との偏差に基づき、単位時間当たりの目標吸気量変化量を求める目標吸気量変化量算出手段と、
前記仮想シリンダ吸気量（ＱＥ’）に前記目標吸気量変化量を加算して、スロットル弁を通過する単位時間当たりの目標吸気流量を求める手段と、
この目標吸気流量からスロットル弁の目標開口面積を求め、スロットル弁を制御するスロットル制御手段と、
を備えてなる内燃機関の吸気制御装置。
【請求項２】
前記目標吸気圧と前記仮想吸気圧との偏差に基づき、規範とする応答時定数でもって目標吸気圧が実現されるよう、単位時間当たりの目標吸気圧変化量を算出する目標吸気圧変化量算出手段を備え、
前記目標吸気量変化量算出手段は、前記単位時間当たりの目標吸気圧変化量に基づいて前記目標吸気量変化量を算出することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の吸気制御装置。
【請求項３】
前記シリンダ実効容積算出手段は、エンジン回転速度に基づいて、前記実効上死点位置および前記実効吸気弁閉時期を求めることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の吸気制御装置。
【請求項４】
吸気弁開時期および吸気弁閉時期を変化させる可変動弁機構を具備し、前記シリンダ実効容積算出手段は、前記吸気弁開時期、吸気弁閉時期およびエンジン回転速度に基づいて、前記実効上死点位置および前記実効吸気弁閉時期を求めることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の吸気制御装置。
【請求項５】
目標シリンダ吸気量を算出する目標シリンダ吸気量算出手段を備え、前記目標吸気圧算出手段は、前記目標シリンダ吸気量と前記シリンダ実効容積とに基づいて目標吸気圧を算出することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の吸気制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エンジン（内燃機関）の吸気制御装置に関し、特に、スロットル制御において応答性を改善した技術に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、一般的な内燃機関（ガソリンエンジン）では、スロットル弁によって吸入空気量を制御しているが、スロットル弁による絞り損失を無くし、燃費向上を図るため、吸気弁の作動特性（バルブタイミング、リフト量）を可変制御することによって、吸入空気量を制御するものがある。
ただし、乗用車等でブレーキの負圧源やパージガス、ブローバイガスを吸気系に吸引するため吸気負圧を要する場合は、スロットル弁を備えて所定条件で吸気負圧を発生させる必要があり、また、低負荷域では、吸気弁による空気量制御が難しくなるため、スロットル弁による制御に切り換えるようにしたものがある。
【０００３】
しかし、スロットル弁制御による空気量制御は、マニホールド容積、シリンダまでの輸送遅れに伴い吸気弁による空気量制御に比較して応答遅れが大きく、高応答なトルク制御を行えなかった。
上記に鑑み、特許文献１には、スロットル開度を入力としエンジントルクを出力とする吸気系モデルを構築し、目標トルクを得る目標スロットル開度を、吸気系モデルの伝達関数における各係数の値を同定しつつ算出して、高応答なトルク制御を図った技術が開示されている。
【特許文献１】特開２００２−３０９９９０号
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
特許文献１は、ＭＲＡＣＳと称される手法をエンジンに適用したものであり、目標エンジントルクまたはエンジントルクに見合った目標シリンダ充填空気量を、物理現象を考慮しない一般的な伝達関数の係数を同定して直接求める算出方式であるが、エンジンに適用した場合、運転状態の変化に追従して係数を同定させることが、実質的には困難であり、かかるフィードフォワード制御での精度バラツキを補うためフィードバック制御を併用する必要もあり、極めて複雑な制御となって実用性に乏しいものであった。
【０００５】
本発明は、このような従来の課題に着目してなされたもので、物理現象を考慮したスロットル制御伝達関数モデルにおける中間パラメータを制御することにより、高応答なトルク制御を実現できる内燃機関の吸気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】
このため本発明は、
機関運転状態に基づいて、吸気弁が開いてからシリンダ内圧が排気圧から徐々に低下して吸気上死点より遅れて吸気圧と等しくなる実効上死点位置と、吸気弁閉時期より前にシリンダ内圧が吸気圧に達して断熱圧縮変化が開始する実効吸気弁閉時期と、を求め、前記実効上死点位置におけるシリンダ容積と前記実効吸気弁閉時期におけるシリンダ容積との差としてシリンダ実効容積を算出するシリンダ実効容積算出手段と、
機関運転状態に基づいて目標吸気圧を算出する目標吸気圧算出手段と、
マニホルドプラントモデルを用いて現在の吸気圧の推定値である仮想吸気圧を算出する仮想吸気圧算出手段と、
前記仮想吸気圧と前記シリンダ実効容積とに基づいて、現在の単位時間当たりのシリンダ吸気量の推定値である単位時間当たりの仮想シリンダ吸気量（ＱＥ’）を算出する仮想シリンダ吸気量算出手段と、
前記目標吸気圧と前記仮想吸気圧との偏差に基づき、単位時間当たりの目標吸気量変化量を求める目標吸気量変化量算出手段と、
前記仮想シリンダ吸気量（ＱＥ’）に前記目標吸気量変化量を加算して、スロットル弁を通過する単位時間当たりの目標吸気流量を求める手段と、
この目標吸気流量からスロットル弁の目標開口面積を求め、スロットル弁を制御するスロットル制御手段と、
を備えて構成される。
【発明の効果】
【０００７】
シリンダ実効容積を算出し、該シリンダ実効容積に基づいて現状のスロットル開度における仮想シリンダ吸気量を推定演算しつつ、該仮想シリンダ吸気量に基づいてスロットル開度を制御する。
したがって、前記仮想シリンダ吸気量に基づいて、マニホールド容積による遅れを補償して所望の応答で目標とするシリンダ吸気量が得られるように目標スロットル開度を逆算しつつ高応答なトルク制御を実現することができる。
【０００８】
また、スロットル弁以外の吸気弁の作動角やリフト量あるいは作動角中心位相を可変として吸気量制御する可変動弁機構を備えたものにおいて、該可変動弁機構の作動の有無に関わらず、所望の応答でトルク制御を実現できる。ただし、このような可変動弁機構を備えない内燃機関においてもシリンダ実効容積を算出して本発明を適用できる。
さらに、運転状態によらず、所望のトルク応答特性を得ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００９】
以下、本発明の実施形態を、図面を参照して詳細に説明する。
図１は、エンジン（内燃機関）の構成図である。
エンジン１の各気筒のピストン５１により画成される燃焼室５２には、点火栓５３を囲むように、吸気弁５４及び排気弁５５を備えている。吸気は吸気通路５６を通って吸気弁５４から燃焼室５２内に吸入され、該吸気通路５６の途中にマニホールド部（吸気マニホールド）５７が配設されている。燃焼室５２内の排気は、排気弁５５から排気通路５８を通って排出される。
【００１０】
吸気弁５４は、バルブ作動特性を可変な可変動弁機構１００により制御される。前記可変動弁機構は、後述するように吸気弁５４の作動角である吸気作動角及びバルブリフト量を連続的に変更する作動角変更機構１０と、吸気作動角の中心位相である吸気中心位相を連続的に変更する位相角変更機構２０とで構成される。排気弁５５については、本実施形態では弁特性を固定とするが、吸気弁同様に可変動弁装置によって弁特性を可変な構成としてもよい。
【００１１】
吸気通路５６には、マニホールド部５７の上流に、電制スロットル弁５９が設けられている。吸気通路５６にはまた、各気筒毎の吸気ポート部分に、電磁式の燃料噴射弁６０が設けられている。
ここにおいて、点火栓５３、可変動弁装置１００（作動角変更機構１０、位相角変更機構２０）、電制スロットル弁５９および燃料噴射弁６０の作動は、コントロールユニット（ＥＣＵ）６１により制御される。
【００１２】
このＥＣＵ６１には、エンジン回転に同期してクランク角信号を出力することによりクランク角位置θと共にエンジン回転速度Ｎｅを検出可能なクランク角センサ６２、アクセル開度（アクセルペダル踏込み量）を検出するアクセルペダルセンサ６３、吸気通路５６のスロットル弁５９上流にてマニホールド部５７へ流入する空気流量を計測する熱線式のエアフローメータ６４、マニホールド部５７内の温度（吸気温度）を検出する吸気温度センサ６５等からの信号が入力される。
【００１３】
燃料噴射弁６０の燃料噴射時期及び燃料噴射量は、エンジン運転条件に基づいて制御するが、燃料噴射量は、後述のごとく制御されるシリンダ吸入空気量に対し、所望の空燃比となるように制御する。
点火栓５３による点火時期は、エンジン運転条件に基づいて、ＭＢＴ（トルク上の最適点火時期）又はノック限界に制御する。
【００１４】
図２は、上記作動角変更機構を示している。各気筒には一対の吸気弁５４が設けられ、これら吸気弁５４の上方には中空状の吸気駆動軸３が気筒列方向に延在している。吸気駆動軸３には、吸気弁５４のバルブリフタ５４ａに当接して吸気弁５４を開閉駆動する揺動カム４が相対回転可能に外嵌している。
吸気駆動軸３と揺動カム４との間には、吸気弁２の作動角である吸気作動角及びバルブリフト量を連続的に変更する電動式の作動角変更機構１０が設けられている。吸気駆動軸３の一端部には、図外のクランクシャフトに対する吸気駆動軸３の位相を変化させることにより、上記吸気作動角の中心位相である吸気中心位相を連続的に変更する電動式の位相変更機構２０が配設されている。
【００１５】
作動角変更機構１０は、図２及び図３に示すように、吸気駆動軸３に偏心して固定的に設けられる円形の駆動カム１１と、この駆動カム１１に相対回転可能に外嵌するリング状リンク１２と、吸気駆動軸３と略平行に気筒列方向へ延びる制御軸１３と、この制御軸１３に偏心して固定的に設けられた円形の制御カム１４と、この制御カム１４に相対回転可能に外嵌するとともに、一端がリング状リンク１２の先端に連結されたロッカアーム１５と、このロッカアーム１５の他端と揺動カム４とに連結されたロッド状リンク１６と、を有している。制御軸１３は、電動アクチュエータ１７によりギヤ列１８を介して所定の制御範囲内で回転駆動される。
【００１６】
上記の構成により、クランクシャフトに連動して吸気駆動軸３が回転すると、駆動カム１１を介してリング状リンク１２がほぼ並進移動するとともに、ロッカアーム１５が制御カム１４の軸心周りに揺動し、ロッド状リンク１６を介して揺動カム４が揺動して吸気弁２が開閉駆動される。
また、制御軸１３の回転角度を変化させることにより、ロッカアーム１５の揺動中心となる制御カム１４の軸心位置が変化して揺動カム４の姿勢が変化する。これにより、吸気中心位相が略一定のままで、吸気作動角及びバルブリフト量が連続的に変化する。
【００１７】
このような作動角変更機構１０は、駆動カム１１の軸受部分や制御カム１４の軸受部分等の各部材の連結部分が面接触となっているため、潤滑が行い易く、耐久性，信頼性に優れている。また、吸気弁２を駆動する揺動カム４が吸気駆動軸３と同軸上に配置されているため、例えば揺動カムを吸気駆動軸３とは異なる別の支軸で支持するような構成に比して、制御精度に優れているとともに、装置自体がコンパクトなものとなり、機関搭載性に優れている。特に直動式の動弁系には、大きなレイアウトの変更を加えることなく適用することができる。更に、リターンスプリング等の付勢手段を敢えて必要としないために、動弁系のフリクションも低く抑制される。
【００１８】
図４は、電動式の位相変更機構２０を示している。この位相変更機構２０は、クランクシャフトと同期して回転するカムスプロケット２５に固定され、このカムスプロケット２５と一体的に回転する第１回転体２１と、ボルト２２ａにより吸気駆動軸３の一端に固定され、この吸気駆動軸３と一体的に回転する第２回転体２２と、ヘリカルスプライン２６により第１回転体２１の内周面と第２回転体２２の外周面とに噛合する筒状の中間ギア２３と、を有している。
【００１９】
この中間ギア２３には３条ネジ２８を介してドラム２７が連結されており、このドラム２７と中間ギア２３との間にねじりスプリング２９が介装されている。中間ギア２３は、ねじりスプリング２９によって遅角方向（図３の左方向）へ付勢されており、電磁リターダ２４に電圧を印加して磁力を発生すると、ドラム２７及び３条ネジ２８を介して進角方向（図３の右方向）へ動かされる。この中間ギア２３の軸方向位置に応じて、回転体２１，２２の相対位相が変化して、クランクシャフトに対する吸気駆動軸３の位相が変化する。
【００２０】
上記の電磁リターダ２４は、下記するＥＣＵ６１からの制御信号により機関運転状態に応じて駆動制御される。
図５は、上記ＥＣＵ６１においてなされるスロットル弁５９による吸入空気量制御のメインブロック図を示す。
シリンダ実効容積算出部は、機関１の運転状態および前記吸気弁５４の作動特性（特にバルブタイミング）によって、シリンダの吸気行程相当のシリンダ実効容積を算出する。
【００２１】
仮想吸気圧算出部は、スロットル弁の目標開口面積に基づいて、吸気系の内部モデルを用いて現在の吸気圧（マニホールド内圧）推定値である仮想吸気圧を算出する。
仮想シリンダ吸気量算出部は、前記シリンダ実効容積と仮想吸気圧に基づいて、現在のシリンダ吸気量の推定値である仮想シリンダ吸気量を算出する。
一方、目標シリンダ空気量算出部は、アクセル開度APO、機関回転速度Ｎｅ等に基づいて、目標トルク相当の目標シリンダ空気量を算出する。
【００２２】
目標吸気圧算出部は、前記現在のシリンダ実効容積において、目標シリンダ吸気量を実現するための目標吸気圧を算出する。
時定数算出部は、運転性その他の要求に応じて、目標吸気圧を目標とする応答で実現するための規範応答時定数τｐｍを算出する。
目標吸気圧変化量算出部は、目標吸気圧と仮想吸気圧との偏差と規範応答時定数τｐｍとに基づいて、目標吸気圧変化量を算出する。
【００２３】
目標吸気量変化量算出部は、前記目標吸気圧変化量を目標吸気量変化量（質量変化量）に換算する。
前記仮想シリンダ吸気量（時間当たりの量に換算）に前記目標吸気量変化量を加算することで、スロットル弁を通過する時間当たりの目標吸気量を算出する。
目標開口面積算出部は、前記目標吸気量に基づいてスロットル弁５９の目標開口面積を算出する。
【００２４】
目標開度算出部は、前記目標開口面積をスロットル弁５９の目標開度に変換する。
スロットル弁制御部は、前記目標開度に基づいて、スロットル弁５９を制御する。
次に、上記各算出部の詳細を説明する。
まず、シリンダ実効容積算出部の詳細を、図６に示すブロック図に基づいて説明する。
静的には、吸気弁閉時期ＩＶＣでのシリンダ容積から上死点ＴＤＣでのシリンダ容積を差し引いた値が行程容積であるが、実際には、吸気行程開始時期および終了時期は、それぞれ上死点ＴＤＣ、吸気弁閉時期ＩＶＣに対してずれを生じる。
【００２５】
図７は、吸気行程時のバルブ特性、筒内圧力、吸気弁通過空気流量の変化の様子を示す。なお、吸気弁閉時期ＩＶＣは下死点後に制御される場合を示す。
図示のように、吸気弁閉時期ＩＶＣより前に、シリンダ内圧が吸気圧に達して断熱圧縮変化が開始、つまり吸気行程が終了する。この吸気弁閉時期ＩＶＣに対して実際の吸気行程が終了する時期の進み量は、エンジン回転速度Ｎｅが高いときほど、また、バルブリフト量が小さいときほど慣性の影響が大きくなって増大する。
【００２６】
そこで、図６において、まず、吸気弁開時期ＩＶＯ、吸気弁閉時期ＩＶＣにより決定される吸気弁のバルブ特性から、バルブリフト量（最大リフト量）Ｉｖを算出する。
次いで、前記進み量をＩＶＣオフセット量として、エンジン回転速度Ｎｅとバルブリフト量をパラメータとするマップを設定し、該マップを参照してＩＶＣオフセット量ＩＶＣＯＦＳを求め、吸気弁閉時期ＩＶＣからＩＶＣオフセット量ＩＶＣＯＦＳを差し引いたクランク角位置を、吸気行程が終了する実効ＩＶＣとして算出する。
【００２７】
一方、シリンダ内圧が吸気圧と一致して吸気行程が開始する時期の吸気上死点ＴＤＣからのずれは、バルブオーバラップによる排気の吹き返しに起因する。すなわち、図７に示すように、バルブオーバラップ状態で吸気弁が開いてからシリンダ内圧は排気圧から徐々に低下して吸気上死点ＴＤＣより遅れて吸気圧ＰMANと等しくなり、この時点から吸気行程が開始される。吸気弁開弁開始付近では開口面積が小さいためシリンダ内圧の低下は小さく、実質的な低下は、排気の吹き返し流量が最大となるオーバーラップ中心角Ｏ／ＬCA付近から始まる。シリンダ内圧が低下し始めてから実際の吸気行程が開始される時期（実効ＴＤＣ）までの遅れ量は、エンジン回転速度Ｎｅが高くなるほど、また、バルブオーバラップ量（オーバーラップ開口面積）が小さくなるほど慣性の影響が大きくなってシリンダ内圧の低下度合いが鈍ることにより増大する。
【００２８】
そこで、図６に示すように、まず、吸気弁開時期ＩＶＯ、吸気弁閉時期ＩＶＣを入力し、オーバーラップ中心角Ｏ／ＬCAを演算する。具体的には、吸気弁開時期ＩＶＯ、吸気弁閉時期ＩＶＣにより決定される吸気弁のバルブ特性ＩＶと既知の排気弁バルブ特性ＥＶとに基づいて、両特性のリフト量が一致する点（交点）におけるクランク角を、オーバーラップ中心角Ｏ／ＬCAとして算出する。
【００２９】
次いで、オーバーラップ中心角Ｏ／ＬCAに対するオーバーラップ開口面積Ｏ／ＬＡ（＝吸気弁開口面積＝排気弁開口面積）を、予め設定したマップを参照して算出する。オーバーラップ中心角Ｏ／ＬCAが小さいとき（進角側にあるとき）ほどオーバーラップ開口面積Ｏ／ＬＡは大きい特性を有している。
次いで、エンジン回転速度Ｎｅとオーバーラップ開口面積Ｏ／ＬＡをパラメータとして、オーバーラップ中心角Ｏ／ＬCAから実効ＴＤＣまでの遅れ量をＴＤＣオフセット量としたマップを設定しておき、該マップを参照してＴＤＣオフセット量ＴＤＣＯＦＳを求め、オーバーラップ中心角Ｏ／ＬCAにＴＤＣオフセット量ＴＤＣＯＦＳを加算したクランク角位置を実効ＴＤＣとして算出する。
【００３０】
そして、図６において、吸気弁開時期ＩＶＯ、吸気弁閉時期ＩＶＣ、実効ＴＤＣを入力して、吸気弁のバルブ特性から実効ＴＤＣにおけるシリンダ容積ＶETDCを、マップを参照して算出し、同じくＩＶＯ、ＩＶＣ、実効ＩＶＣを入力して、実効ＩＶＣにおけるシリンダ容積ＶEIVCを、マップを参照して算出する。
前記シリンダ容積ＶEIVCからシリンダ容積ＶETDCを差し引いて、シリンダ実効容積ＶE（＝ＶEIVC−ＶETDC）を算出する。
【００３１】
次に、仮想吸気圧算出部の詳細を図８に基づいて説明する。
なお、図８の右上部分に、前記目標開口面積ｔＡtvoに対し、スロットル弁５９の作動遅れ補正処理{伝達関数ｅ−Ｌｓ／（Ｔ１＋１）}を施した、実開口面積Ａtvoにおけるマニホールド内圧ＰＭを算出するマニホールドプラントのモデルが示されており、このマニホールドプラントのモデルを用いて、目標値に制御したときの予測値としての仮想値が算出される。以下、仮想値には、実際値に対して「’」を付して説明する。
【００３２】
前記目標開口面積算出部で算出されたスロットル弁５９の目標開口面積ｔＡtvoに対してスロットル弁からシリンダまでの遅れを補償するため一次遅れ補正処理{伝達関数：１／（Ｔ１ｓ＋１）}を施してｔＡtvoＨとした後、次式によって、仮想吸気量ＱＡ’を算出する（伝達関数Ｋ１）。
【００３３】
【数１】
0004779775.tif 000002
【００３４】
ＰＡ：大気圧
ＰＭ：マニホールド内圧＝吸気圧
ｔＡＴＶＯＨ：一次遅れ補正後の目標開口面積
Ｒ：ガス定数
ＴＡ：大気温度＝吸気温度
κ：比熱比
前記目標開口面積に基づいて算出されたスロットル弁を通過してマニホールドへ流入する時間当たりの吸気流量ＱＡ’と、後述するように算出されたマニホールドからの流出量、つまりシリンダへの時間当たりの流入量ＱＥ’との偏差（＝ＱＡ’−ＱＥ’）を算出する。
【００３５】
次に、前記吸気量偏差を、吸気圧変化量（ΔＰＭ／Δｔ）’に換算する（伝達関数：Ｋ２）。
（ΔＰＭ／Δｔ）’＝ＲＴＡ／ＶＭ・（ＱＡ’−ＱＥ’）・・・(2)
ＶＭ：マニホールド容積
前記吸気圧変化量（ΔＰＭ／Δｔ）’を積分して、仮想吸気圧ＰＭ’を算出する（伝達関数：１／ｓ）。
【００３６】
次に、仮想シリンダ吸気量算出部について説明する。
前記仮想吸気圧ＰＭ’と、前記シリンダ実効容積ＶEとに基づいて、次式により１シリンダ当たりの仮想シリンダ吸気量ＱＣ’を算出する（伝達関数：Ｋ３）。
ＱＣ’＝ＰＭ’・ＶE／（ＲＴＡ）・・・(3)
次に、前記仮想シリンダ吸気量ＱＣを、次式によって時間当たりの流量ＱＥに換算する（伝達関数：Ｋ４）。
【００３７】
ＱＥ’＝ＱＣ’・ｎｃｙｌ／２・Ｎｅ／６０・・・(4)
ｎｃｙｌ：エンジンの総気筒数
この時間当たりの仮想シリンダ吸気量ＱＥ’が、上述したように、次回算出される吸気流量ＱＡ’との偏差の算出に用いられると共に、後述するように目標吸気量ｔＱＡの算出に用いられる。
【００３８】
次に、目標吸気圧算出部について説明する。
上述したように目標シリンダ吸気量算出部で算出された目標トルク相当の目標シリンダ吸気量ｔＱＣを、現在のシリンダ実効容積ＶEで実現するための目標吸気圧ｔＰＭを、次式によって算出する。
ｔＰＭ＝ｔＱＣ・ＲＴＡ／ＶE・・・(5)
次に、目標吸気圧変化量算出部について説明する。
【００３９】
前記目標吸気圧ｔＰＭと仮想吸気圧ＰＭとの偏差ΔＰＭ（＝ｔＰＭ−ＰＭ）に基づき、規範応答時定数τｐｍで目標吸気圧ｔＰＭが実現されるように、目標吸気圧変化量ｔ（ΔＰＭ／Δｔ）を算出する（伝達関数：Ｇ＝１／τｐｍ）。
次に、目標吸気量変化量算出部について説明する。
吸気温度ＴＡ、マニホールド容積ＶＭ、ガス定数Ｒに基づいて、次式により、前記目標吸気圧変化量を目標吸気量変化量（質量変化量）ｔ（ΔＭＭ／Δｔ）に換算する（伝達関数：１／Ｋ２）。
【００４０】
ｔ（ΔＭＭ／Δｔ）＝ｔ（ΔＰＭ／Δｔ）・ＶＭ／（ＲＴＡ）・・・(6)
次に、目標吸気量算出部について説明する。
次式のように、前記仮想シリンダ吸気量ＱＥに前記目標吸気量変化量ｔ（ΔＱＡ／Δｔ）を加算することで、スロットル弁を通過する時間当たりの目標吸気量ｔＱＡを算出する。
【００４１】
ｔＱＡ＝ＱＥ＋ｔ（ΔＱＡ／Δｔ）・・・(7)
次に、目標開口面積算出部について説明する。
前記目標吸気量ｔＱＡに基づいて、次式により、スロットル弁５９の目標開口面積ｔＡＴＶＯを算出する（伝達関数：１／Ｋ）。
【００４２】
【数２】
0004779775.tif 000003
【００４３】
目標開度算出部は、前記目標開口面積ｔＡＴＶＯを、マップ若しくは演算式によってスロットル弁５９の目標開度ｔＴＶＯに換算する。
スロットル制御部は、前記目標開度ｔＴＶＯに基づいてスロットルアクチュエータを駆動してスロットル弁５９を制御する。
以上のように、本実施形態では、エンジン運転状態及び吸気弁のバルブ作動特性に基づいてシリンダ実効容積ＶEを算出すると共に、マニホールド  プラントのモデルによって現在のマニホールド内圧を吸気圧とした推定値である仮想吸気圧ＰＭを算出し、これらシリンダ実効容積ＶEと仮想吸気圧ＰＭを乗算して算出される仮想シリンダ吸気量に基づいて、目標とする応答（規範応答時定数τＰＭ）で目標シリンダ吸気量が得られるようにスロットル制御を行う構成としたので、マニホールド部容積による遅れを補償し、可変動弁機構でのトルク制御と同等の高応答のトルク制御を実現することができる。
【００４４】
また、運転状態に応じて可変な応答としたり、可変動弁機構の作動の有無に関わりなく、同一の応答を実現できるなど、所望のトルク応答を実現できる。
また、特許文献１のような伝達関数の係数の同定やフィードバック制御を併用するなど複雑な制御を必要とせず、物理現象を考慮したスロットル制御伝達関数モデルにおける中間パラメータ（マニホールド内圧）の制御を介してトルク制御を行うことにより、簡易で高精度な制御を実現することができる。
【００４５】
なお、特許文献１では、実際の吸気圧を検出してフィードバック制御を行う構成であるが、その場合、吸気圧変動（ノイズ）の影響が出たり、高地走行で大気圧低下を検出することによってアクセル開度が全開となる前に、出力全開となって却って運転性が損なわれてしまうことがあるが、本発明で推定する仮想吸気圧は、吸気圧変動や大気圧変化に影響されないので、良好な運転性を維持できる。
【図面の簡単な説明】
【００４６】
【図１】本発明の一実施形態に係る内燃機関（エンジン）の構成を示す図である。
【図２】同上エンジンに備えられる作動角変更機構を示す斜視図である。
【図３】同上作動角変更機構の一部拡大側面図である。
【図４】同上エンジンに備えられる位相変更機構を示す図である。
【図５】同上実施形態の吸入空気量制御のメインブロック図である。
【図６】同上実施形態のシリンダ実効容積算出部のブロック図Ｑである。
【図７】同上実施形態の吸気行程時のバルブ特性、筒内圧力、吸気弁通過空気流量の変化の様子を示すタイムチャートである。
【図８】同上実施形態の各算出部の詳細を示すブロック図である。
【符号の説明】
【００４７】
１    エンジン（内燃機関）
１０  作動変更機構
２０  位相変更機構
５４    吸気弁
５７    マニホールド部
５９    電動スロットル弁
６１  ＥＣＵ
６２  クランク角センサ
６３  アクセルペダルセンサ
６４  エアフローメータ
６５  吸気温度センサ
【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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【図７】
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【図８】
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