(57)【要約】【課題】コンプレッサのタービンからの受熱の影響や試験装置の影響を排除して、ターボチャージャのコンプレッサの吸収トルクを精度良く算出できると共に、計算負荷を低減してシミュレーション速度を向上できるコンプレッサの吸収トルクの算出方法、及びターボチャージャの回転速度制御方法、並びに内燃機関を提供する。【解決手段】物理式を、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎ及びコンプレッサ１８に流入する吸入空気の流量ｗ１２を変数とした、第一定数Ｋｔｑ＿ａを用いた第一項及び第二定数Ｋｔｑ＿ｂを用いた第二項の二つの項の和でコンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐを表す計算式に変換し、その計算式に、取得した実回転速度Ｎ及び流量ｗ１２を代入して、吸収トルクＴｑｃｏｍｐを算出する。【選択図】図１
2016094864.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関の筒内から排出された排気ガスにより駆動するタービンに直結されたコンプレッサが該筒内に吸入される吸入空気を圧縮する際に、該コンプレッサによって吸収される吸収トルクを算出する方法であって、
前記コンプレッサの吸収トルクが該コンプレッサの有するインペラの出口側の速度成分に基づいて表される物理式を、前記タービン及び前記コンプレッサを有するターボチャージャの実回転速度及び該コンプレッサに流入する吸入空気の流量を変数とした、第一定数を用いた第一項及び第二定数を用いた第二項の少なくとも二つの項を含む複数の項の和で表される計算式に変換し、
前記計算式に、取得した前記実回転速度及び前記流量を代入して、前記吸収トルクを算出することを特徴とするコンプレッサの吸収トルクの算出方法。
【請求項２】
前記物理式と、前記インペラの寸法諸元及び該インペラの羽根枚数とに基づいて、前記第一定数及び前記第二定数を算出する請求項１に記載のコンプレッサの吸収トルクの算出方法。
【請求項３】
前記実回転速度が予め定められた高回転域のときに、該実回転速度と、前記コンプレッサの圧力比、効率、及び入口温度と、前記吸入空気の流量とを取得し、
前記コンプレッサの前後の効率の変化量に基づいて前記吸収トルクを算出する推定式と、取得した前記実回転速度、前記圧力比、前記効率、前記入口温度、及び前記流量とに基づいて、前記第一定数及び前記第二定数を算出する請求項１に記載のコンプレッサの吸収トルクの算出方法。
【請求項４】
前記計算式が、前記吸収トルクをＴｑｃｏｍｐ、前記ターボチャージャの実回転速度をＮ、前記吸入空気の流量をｗ１２、前記第一定数をＫｔｑ＿ａ、前記第二定数をＫｔｑ＿ｂ、第三定数をＫｔｑ＿ｃ、第四定数をＫｔｑ＿ｄ、第五定数をＫｔｑ＿ｅとして、下記の数式（１）又は数式（２）のどちらか一方の式である請求項１〜３のいずれか１項に記載のコンプレッサの吸収トルクの算出方法。
【数１】
2016094864.tif 000027
【数２】
2016094864.tif 000028
【請求項５】
請求項１〜４のいずれか１項に記載のコンプレッサの吸収トルクの算出方法を用いたターボチャージャの回転速度制御方法であって、
取得した前記実回転速度と、前記内燃機関の運転状態に基づいて定められた該ターボチャージャの目標回転速度との差を逐次判定し、
前記実回転速度と前記目標回転速度との差がある場合には、
前記計算式に前記目標回転速度及び取得した前記流量を代入して、前記実回転速度が該目標回転速度になったときの前記コンプレッサが吸収する吸収トルクを算出し、
前記目標回転速度と前記吸収トルクとに基づいて前記実回転速度が該目標回転速度になるために必要な必要トルクを算出し、
前記タービンに前記必要トルクに基づいて、前記タービンの目標入口温度、該タービン
の目標圧力比、及び該タービンを通過する排気ガスの目標流量のうちの少なくとも一つの目標値を算出し、
前記タービンの入口温度、該タービンの圧力比、及び該タービンを通過する排気ガスの流量のうちの少なくとも一つを前記目標値に近づけることを特徴とするターボチャージャの回転速度制御方法。
【請求項６】
筒内に燃料を噴射する燃料噴射弁と、該筒内から排気弁を経由して排出された排気ガスが通過する排気通路に配置されたタービン及び該筒内に吸入される吸入空気が通過する吸気通路に配置されたコンプレッサを有するターボチャージャと、該燃料噴射弁及び該排気弁を制御する制御装置とを備えた内燃機関において、
前記ターボチャージャの実回転速度を取得する回転速度取得手段と、前記コンプレッサに流入する吸入空気の流量を取得する流量取得手段とを備え、
前記制御装置が、前記コンプレッサの吸収トルクが該コンプレッサの有するインペラの出口側の速度成分に基づいて表される物理式を変換して求められた、前記ターボチャージャの実回転速度及び該コンプレッサに流入する吸入空気の流量を変数とした、第一定数を用いた第一項及び第二定数を用いた第二項の少なくとも二つの項を含む複数の項の和で表される計算式を有した一次元又はゼロ次元シミュレーションモデルを有し、
取得した前記実回転速度と前記流量を前記計算式に代入した前記一次元又はゼロ次元シミュレーションモデルに基づいて、前記燃料噴射弁及び前記排気弁を制御する構成にしたことを特徴とする内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、コンプレッサの吸収トルクの算出方法、及びターボチャージャの回転速度制御方法、並びに内燃機関に関し、より詳細には、コンプレッサのタービンからの受熱の影響や試験装置の影響を排除して、ターボチャージャのコンプレッサの吸収トルクを精度良く算出できると共に、計算負荷を低減してシミュレーション速度を向上できるコンプレッサの吸収トルクの算出方法、及びターボチャージャの回転速度制御方法、並びに内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
筒内から排出される排気ガスエネルギーを回収して、吸入空気量を増大させるターボチャージャを搭載したエンジンにおいては、シミュレーションによる性能予測や制御パラメータ及びロジックの検討に、一次元あるいは平均値モデルと呼ばれるゼロ次元のシミュレーションモデルが用いられている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
この一次元あるいはゼロ次元のシミュレーションモデルは、エンジンの制御装置に搭載されて、バーチャルセンサへの適応、過渡運転予測、エンジンの運転が正常であるか否かの診断などに活用される。
【０００４】
この一次元あるいはゼロ次元シミュレーションにおいて、ターボチャージャの特性は、ターボチャージャ単体で予め実験や試験により評価、あるいは推測された特性線図（性能マップ）によって計算されている。この特性線図はターボチャージャを構成するコンプレッサとタービンのそれぞれのマップが必要であり、それぞれの回転速度、圧力比、流量、効率のデータを用いるのが一般的である。
【０００５】
しかし、筒内に吸入される吸入空気の流量が少ない、又はターボチャージャの実回転速度が低い場合での実験や試験により評価、あるいは推測された特性線図は計測精度が低い上、タービン側からの伝熱によってコンプレッサ出口温度が暖められる影響が大きいことに起因して、コンプレッサの計測される効率の値が低下する。そのため、そのような特性線図では、精度の高いコンプレッサの効率の値を得ることができない。
【０００６】
従って、低流量あるいは低回転速度におけるコンプレッサの吸収トルクを精度よく算出できずに、実際のコンプレッサインペラが吸収するエネルギーとは差異があった。そのため、そのような精度の低いコンプレッサの吸収トルクを用いたシミュレーションモデルでは、ターボチャージャの予測回転速度が失速するなどの問題があった。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特表２００９−５２４８３３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
本発明は、上記の問題を鑑みてなされたものであり、その課題は、コンプレッサのタービンからの受熱の影響や試験装置の影響を排除して、ターボチャージャのコンプレッサの吸収トルクを精度良く算出できると共に、計算負荷を低減してシミュレーション速度を向上できるコンプレッサの吸収トルクの算出方法、及びターボチャージャの回転速度制御方法、並びに内燃機関を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上記の課題を解決するための本発明のコンプレッサの吸収トルクの算出方法は、内燃機関の筒内から排出された排気ガスにより駆動するタービンに直結されたコンプレッサが該筒内に吸入される吸入空気を圧縮する際に、該コンプレッサによって吸収される吸収トルクを算出する方法であって、前記コンプレッサの吸収トルクが該コンプレッサの有するインペラの出口側の速度成分に基づいて表される物理式を、前記タービン及び前記コンプレッサを有するターボチャージャの実回転速度及び該コンプレッサに流入する吸入空気の流量を変数とした、第一定数を用いた第一項及び第二定数を用いた第二項の少なくとも二つの項を含む複数の項の和で表される計算式に変換し、前記計算式に、取得した前記実回転速度及び前記流量を代入して、前記吸収トルクを算出することを特徴とする方法である。
【００１０】
また、上記の課題を解決するための本発明のターボチャージャの回転速度制御方法は、上記したコンプレッサの吸収トルクの算出方法を用いたターボチャージャの回転速度制御方法であって、取得した前記実回転速度と、前記内燃機関の運転状態に基づいて定められた該ターボチャージャの目標回転速度との差を逐次判定し、前記実回転速度と前記目標回転速度との差がある場合には、前記計算式に前記目標回転速度及び取得した前記流量を代入して、前記実回転速度が該目標回転速度になったときの前記コンプレッサが吸収する吸収トルクを算出し、前記目標回転速度と前記吸収トルクとに基づいて前記実回転速度が該目標回転速度になるために必要な必要トルクを算出し、前記タービンに前記必要トルクに基づいて、前記タービンの目標入口温度、該タービンの目標圧力比、及び該タービンを通過する排気ガスの目標流量のうちの少なくとも一つの目標値を算出し、前記タービンの入口温度、該タービンの圧力比、及び該タービンを通過する排気ガスの流量のうちの少なくとも一つを前記目標値に近づけることを特徴とする方法である。
【００１１】
また、上記の課題を解決するための本発明の内燃機関は、筒内に燃料を噴射する燃料噴射弁と、該筒内から排気弁を経由して排出された排気ガスが通過する排気通路に配置されたタービン及び該筒内に吸入される吸入空気が通過する吸気通路に配置されたコンプレッサを有するターボチャージャと、該燃料噴射弁及び該排気弁を制御する制御装置とを備えた内燃機関において、前記ターボチャージャの実回転速度を取得する回転速度取得手段と、前記コンプレッサに流入する吸入空気の流量を取得する流量取得手段とを備え、前記制御装置が、前記コンプレッサの吸収トルクが該コンプレッサの有するインペラの出口側の速度成分に基づいて表される物理式を変換して求められた、前記ターボチャージャの実回転速度及び該コンプレッサに流入する吸入空気の流量を変数とした、第一定数を用いた第一項及び第二定数を用いた第二項の少なくとも二つの項を含む複数の項の和で表される計算式を有した一次元又はゼロ次元シミュレーションモデルを有し、取得した前記実回転速度と前記流量を前記計算式に代入した前記一次元又はゼロ次元シミュレーションモデルに基づいて、前記燃料噴射弁及び前記排気弁を制御する構成にしたことを特徴とするものである。
【発明の効果】
【００１２】
本発明のコンプレッサの吸収トルクの算出方法によれば、物理式を変換した計算式によって、ターボチャージャの実回転速度及び吸入空気の流量を変数として、第一定数を用いた第一項と第二定数を用いた第二項の少なくとも二つの項を含む複数の項の和で吸収トルクを算出できる。つまり、タービンからの受熱の影響が大きい低流量時、あるいは低回転速度時に精度が低いコンプレッサの特性線図を用いることがなくなるので、コンプレッサの吸収トルクを精度良く算出できる。
【００１３】
また、定数が少なくとも二つの簡易な計算式でコンプレッサの吸収トルクを算出できるので、この算出方法をエンジンの一次元又はゼロ次元シミュレーションに組み込んだ際に
、計算負荷を低減してシミュレーション速度を向上できる。
【００１４】
また、本発明のターボチャージャの回転速度制御方法及び内燃機関によれば、精度の高いコンプレッサの吸収トルクに基づいて、ターボチャージャの実回転速度を精度良く制御できる。これにより、ターボチャージャの過渡応答を改善してドライバビリティを向上できると共に、排気ガスに含有される窒素酸化物、煤及び未燃炭化水素の増加を防ぎながら、内燃機関の目標機関性能を迅速に発揮させることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】本発明の内燃機関の実施形態を例示する説明図である。
【図２】図１のコンプレッサの特性線図の一例であり、吸入空気の流量及びターボチャージャの実回転速度に基づいたコンプレッサの効率が設定された効率マップを示す。
【図３】図１のコンプレッサの特性線図の一例であり、吸入空気の流量及びターボチャージャの実回転速度に基づいたコンプレッサの圧力比が設定された圧力比マップを示す。
【図４】図１のコンプレッサのインペラの平面図である。
【図５】図１のコンプレッサのインペラにおける速度成分を示した説明図であり、図５（ａ）は平面図を示し、図５（ｂ）は正面図を示す。
【図６】本発明のターボチャージャの回転速度制御を例示するフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
以下、本発明のコンプレッサの吸収トルクの算出方法、及びターボチャージャの回転速度制御方法、並びに内燃機関の実施形態について説明する。図１は、本発明の実施形態のディーゼルエンジン（以下、エンジン）１０の構成を示す。
【００１７】
このエンジン１０においては、車両の走行時などにおいて吸気弁１１からピストン１２が往復する筒内１３に吸入された吸入空気と、燃料噴射弁１４から筒内１３に噴射された燃料とが混合されて燃焼して、排気ガスとなって排気弁１５から排出されている。
【００１８】
吸入空気は、外部から吸気通路１６へ吸入されて、ターボチャージャ１７のコンプレッサ１８により圧縮されて高温になり、インタークーラー１９で冷却されている。その後に、吸気スロットル２０により流量が調節されて、インテークマニホールド２１を経て吸気弁１１から筒内１３に吸入されている。
【００１９】
排気ガスは、筒内１３から排気弁１５を経由してエキゾーストマニホールド２２から排気通路２３へ排気されて、ターボチャージャ１７のタービン２４を駆動している。また、排気ガスの一部は、ＥＧＲ通路２５に設けられたＥＧＲクーラー２６で冷却された後に、ＥＧＲバルブ２７により吸気通路１６に供給されて吸入空気に混合されている。タービン２４を駆動した排気ガスは、排気ガス浄化装置２８で浄化されて大気へと放出されている。
【００２０】
ターボチャージャ１７は、コンプレッサ１８とタービン２４とを有している。また、このターボチャージャ１７は、コンプレッサハウジング３０とタービンハウジング３１との間にベアリングハウジング３２が設けられている。このベアリングハウジング３２の内部を通るシャフト３３により、コンプレッサハウジング３０の内部に配置されたインペラ３４とタービンハウジング３１の内部に配置されたタービン２４のタービンロータ３５とが直結されており、コンプレッサ１８の駆動をタービン２４の駆動に連動させている。
【００２１】
また、このエンジン１０においては、コンプレッサ１８の前後に配置された入口圧力センサ４０及び出口圧力センサ４１と、コンプレッサ１８の入口側に配置した入口温度センサ４２と、吸気通路１６に配置された吸入空気流量センサ４３と、タービン２４の前後に
配置された入口圧力センサ４４及び出口圧力センサ４５と、吸気通路１６とＥＧＲ通路２５との合流地点よりも下流に配置された吸気温度センサ４６とを備えている。
【００２２】
加えて、このエンジン１０においては、各センサと接続されて、燃料噴射弁１４から噴射される燃料の噴射量を調節したり、排気弁１５の開閉時期及びリフト量を調節したりする制御装置４７を備えている。
【００２３】
制御装置４７は、燃料噴射弁１４や排気弁１５を制御する際の、シミュレーションによる性能予測や制御パラメータ及びロジックの検討に、一次元あるいはゼロ次元シミュレーションモデルを用いている。
【００２４】
そのため、この制御装置４７は、予め実験や試験などにより定められたマップを有している。このマップとしては、ターボチャージャ１７のコンプレッサ１８の特性線図やタービン２４の特性線図などを例示できる。ここでは、一例としてコンプレッサ１８の特性線図である効率マップＭ１を図２に、圧力比マップＭ２を図３に示す。
【００２５】
このようなエンジン１０において、制御装置４７の一次元あるいはゼロ次元シミュレーションモデルを用いた制御にはコンプレッサ１８の吸収トルクを推定する方法を用いたものがある。この方法を行うために、制御装置４７は、コンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐがコンプレッサ１８の有するインペラ３４の出口側の速度成分に基づいた下記の数式（３）に示す物理式を変換した下記の数式（１）に示す計算式を有している。
【００２６】
ここで、コンプレッサ１８に流入する吸入空気の流量をｗ１２、滑り係数をμ、吸入空気の絶対速度のインペラ３４の出口における周方向成分をｃｕ２、インペラ３４の外径をＤ２、第一定数をＫｔｑ＿ａ、及び第二定数をＫｔｑ＿ｂとする。
【数３】
2016094864.tif 000003
【数１】
2016094864.tif 000004
【００２７】
この数式（１）に示す計算式は、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎ及びコンプレッサ１８に流入する吸入空気の流量ｗ１２を変数とした、第一定数Ｋｔｑ＿ａを用いた第一項及び第二定数Ｋｔｑ＿ｂを用いた第二項の二つの項の和で、コンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐを表している。
【００２８】
このコンプレッサ１８の吸収トルク算出方法について説明する。
【００２９】
制御装置４７は、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎを取得する回転速度取得手段として、図３に示す圧力比マップＭ２を参照して、入口圧力センサ４０及び出口圧力センサ４１の検出値のコンプレッサ１８の圧力比Ｐ２／Ｐ１、及び吸入空気流量センサ４３の検出値の吸入空気の流量ｗ１２に基づいたターボチャージャ１７の実回転速度Ｎを取得している。なお、取得した流量ｗ１２及び実回転速度Ｎを標準状態の温度や圧力に基づいて標
準状態に対する修正を行うのが一般的である。特に、この標準状態に対する修正は、ターボチャージャを多段にした多段過給システムや高地での場合に有効である。
【００３０】
なお、入口圧力センサ４０、出口圧力センサ４１、及び吸入空気流量センサ４３の検出値からターボチャージャ１７の実回転速度Ｎを推定する代わりに、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎを検出する回転センサを用いてもよい。
【００３１】
次いで、制御装置４７は、吸入空気の流量ｗ１２を取得する吸入空気流量取得手段として吸入空気流量センサ４３の検出値から吸入空気の流量ｗ１２を取得している。
【００３２】
そして、制御装置４７は、上記の数式（１）に示す計算式に、取得したターボチャージャ１７の実回転速度Ｎ及びコンプレッサ１８に流入する吸入空気の流量ｗ１２を代入して、コンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐを算出している。
【００３３】
次に、この上記の数式（３）に示す物理式を変換して、数式（１）に示す計算式を求める方法について説明する。
【００３４】
図４は、インペラ３４の平面図を示している。インペラ３４はシャフト３３に接続されたハブディスク部３６と、そのハブディスク部３６に固着された中間羽根３７及び長羽根３８とを有し、その中間羽根３７と長羽根３８とが交互に配置されている。ここで、吸入空気がインペラ３４へ流入する入口開口面積の代表半径をＤ１、インペラ３４の外径をＤ２、インペラ３４の入口幅をｂ１、インペラ３４の出口幅をｂ２とする。
【００３５】
図５（ａ）はインペラ３４の平面視における速度成分、つまり主に入口側の速度成分を示し、図５（ｂ）はインペラ３４の正面視における速度成分、つまり出口側の速度成分を示している。ここで、インペラ３４の回転周速度をｕ、吸入空気の絶対速度をｃ、吸入空気の相対速度をｗ、インペラ３４に吸入空気の流入及び流出角度をα、インペラ３４の入口及び出口角度をβとし、インペラ３４の軸方向を添字ｚ、垂直方向を添字ｒ、周方向を添字ｕとし、インペラ３４の入口側及び吸入空気の流入側を添字１、インペラ３４の出口側及び吸入空気の流出側を添字２とする。
【００３６】
コンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐは、周方向の力成分である図５（ａ）に示すｃｕ１と図５（ｂ）に示すｃｕ２で表される。インペラ３４の入口に予旋回流があるとすると、インペラ３４の出口における速度成分により下記の数式（４）から表される。
【数４】
2016094864.tif 000005
【００３７】
図５（ｂ）に示すように、インペラ３４は、長羽根３８の前面よりも後面の方が、圧力が高くなり、長羽根３８の内部には相対的循環流れが生じる。これにより、吸入空気の流出する方向は、インペラ３４の回転方向とは逆方向に傾き、インペラ３４の出口角度β２よりも相対流出角度β３は小さくなる。従って、実際の吸入空気の絶対速度ｃの周方向成分ｃｕ３を算出するための滑り係数μが用いられている。この滑り係数μを用いた場合のコンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐは、以下の数式（５）で表される。
【数５】
2016094864.tif 000006
【００３８】
コンプレッサ入口に案内翼を設け、インペラに流入する空気の速度ベクトルを意図的に変化させる方法がとられることがあるが、案内翼が無い場合には、インペラ３４の入口に予旋回流が無いと仮定できる。コンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐは上記の数式（３）に示す物理式と、下記の数式（６）〜数式（９）を用いて、数式（１０）で表される。数式（６）〜数式（８）は図５（ａ）及び図５（ｂ）に示す速度三角形の関係から表され、数式（９）は、下記の数式（１１）及び数式（１２）の条件を満たす場合にウイズナー（Ｗｉｅｓｎｅｒ）の式を適用して求められる（社団法人日本機械学会発行「機械工学便覧」Ｂ５編  流体機械  ４・３・１  遠心羽根車及び斜流羽根車の働き（Ｂ５−１２頁）参照）。なお、インペラ３４の羽根枚数Ｚは、中間羽根３７及び長羽根３８の合計の枚数とする。また、吸入空気のインペラ３４の出口密度をρ２とする。
【数６】
2016094864.tif 000007
【数７】
2016094864.tif 000008
【数８】
2016094864.tif 000009
【数９】
2016094864.tif 000010
【数１０】
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【数１１】
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【数１２】
2016094864.tif 000013
【００３９】
上記の数式（１０）に示すように、コンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐは、インペラ３４の寸法諸元（インペラ３４の外径Ｄ２、インペラ３４の出口角度β２）と羽根枚数Ｚと吸入空気のインペラ３４の出口密度ρ２とで表すことができる。
【００４０】
この物理式である数式（１０）をコンプレッサ１８の実回転速度Ｎ及びコンプレッサ１８に流入する吸入空気の流量ｗ１２を変数として展開すると上記の数式（１）に示す計算式を求めることができる。
【００４１】
従って、制御装置４７は、上記の数式（１）の第一定数Ｋｔｑ＿ａ及び第二定数Ｋｔｑ＿ｂを予め算出しておくことで、取得したターボチャージャ１７の実回転速度Ｎ及びコンプレッサ１８に流入する吸入空気の流量ｗ１２を代入して、コンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐを算出できる。
【００４２】
このエンジン１０におけるコンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐの算出方法によれば、数式（３）に示す物理式を、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎ及びコンプレッサ１８に流入する吸入空気の流量ｗ１２を変数とした数式（１）に示す計算式に変形したことによって、第一定数Ｋｔｑ＿ａを用いた第一項と第二定数Ｋｔｑ＿ｂを用いた第二項の少なくとも二つの項を含む複数の項の和で吸収トルクＴｑｃｏｍｐを算出できる。
【００４３】
つまり、コンプレッサ１８の効率マップＭ１を用いずに、コンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐを算出できるので、タービン２４からコンプレッサ１８への受熱の影響や試験装置の影響によりターボチャージャ１７の実回転速度Ｎが低回転域の場合に精度が悪くなるコンプレッサ１８の効率値の影響を排除できる。これにより、低流量、低回転速度におけるコンプレッサの吸収トルクＴｑｃｏｍｐを精度良く算出できる。
【００４４】
また、定数が少なくとも二つの簡易な数式（１）に示す計算式でコンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐを算出できるので、この算出方法をエンジン１０の制御装置４７の一次元又はゼロ次元シミュレーションに組み込んだ際に、計算負荷を低減してシミュレーション速度を向上できる。
【００４５】
なお、上記の数式（１）に示す計算式は、吸入空気のインペラ３４の出口密度ρ２を変数として、以下の数式（１３）に変換することもできる。
【数１３】
2016094864.tif 000014
【００４６】
なお、出口密度ρ２は、例えば、以下のエンタルピ変化量Δｈ１−２ｔを示す数式（１４）と、エンタルピ変化量Δｈ１−２ｔ及びインペラ３４の出口の全温度Ｔ２ｔの関係を示す数式（１５）と、エンタルピ変化量Δｈ１−２ｔ及びインペラ３４の出口の全圧力Ｐ２ｔの関係を示す数式（１６）と、全温度Ｔ２ｔ及び全圧力Ｐ２ｔ並びに静温度Ｔ２ｓ及び静圧力Ｐ２ｓの関係を示す数式（１７）とを用いて反復計算により求めることができる。ここでは、全温度及び全圧力を添字ｔで示し、静温度及び静圧力を添字ｓで示す。また、比熱比をκ、定圧比熱をＣｐとする。インペラ３４の出口の静温度Ｔ２ｓからボイルシャルルの法則により出口密度ρ２が算出できる．
【数１４】
2016094864.tif 000015
【数１５】
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【数１６】
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【数１７】
2016094864.tif 000018
【数１８】
2016094864.tif 000019
【００４７】
また、出口密度ρ２は、出口圧力センサ４１の検出したコンプレッサ１８の出口圧力Ｐ２及び吸入空気の出口温度Ｔ２からボイルシャルルの法則により取得可能なスクロール通過後のコンプレッサ１８の出口密度を用いてもよい。この場合には、出口温度Ｔ２は、入口温度センサ４２で検出した入口温度Ｔ１とターボチャージャ１７の実回転速度Ｎとに基づいて推定している。また、出口温度Ｔ２はコンプレッサ１８の出口付近に配置した出口温度センサで検出してもよい。
【００４８】
上記のコンプレッサ１８の吸収トルク算出方法においては、上記の数式（１０）に示す物理式と、インペラ３４の寸法諸元であるインペラ３４の外径Ｄ２、出口幅ｂ２、及び出口角度β２と、インペラ３４の羽根枚数Ｚとに基づいて、第一定数Ｋｔｑ＿ａ及び第二定数Ｋｔｑ＿ｂを算出することが望ましい。
【００４９】
また、上記のコンプレッサ１８の吸収トルク算出方法においては、コンプレッサ１８の前後の効率の変化量に基づいて吸収トルクＴｑｃｏｍｐを算出する下記の数式（１９）に示す推定式に、取得したターボチャージャ１７の実回転速度Ｎ、コンプレッサ１８の圧力比Ｐ２／Ｐ１、定圧比熱Ｃｐ、コンプレッサ１８の効率ηｃｏｍｐ、コンプレッサ１８の入口温度Ｔ１、吸入空気の流量ｗ１２、及び比熱比κを代入して、第一定数Ｋｔｑ＿ａ及び第二定数Ｋｔｑ＿ｂを算出することが望ましい。
【数１９】
2016094864.tif 000020
【００５０】
この方法の場合には、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎが予め定められた高回転域のときの実回転速度Ｎ、圧力比Ｐ２／Ｐ１、効率ηｃｏｍｐ、入口温度Ｔ１、及び流量ｗ１２を、取得している。ここで、効率ηｃｏｍｐは図２に示す効率マップＭ１を参照して求めている。
【００５１】
ここでいう、高回転域とは、タービン２４からコンプレッサ１８への受熱の影響が小さい領域のことである。この高回転域は、効率マップＭ１で示されるコンプレッサ１８の効率ηｃｏｍｐの最大値ηｍａｘの０．２倍以上の値η１から最大値ηｍａｘまで示される領域が好ましい。この実施形態では、ターボチャージャ１７の実回転速度ＮがＮ４以上、且つ吸入空気の流量ｗ１２がｗ１２＿１以上の領域となる。
【００５２】
この方法によれば、インペラ３４の寸法諸元や羽根枚数Ｚが分からなくとも、第一定数Ｋｔｑ＿ａ及び第二定数Ｋｔｑ＿ｂを算出できるので、広いエンジン機種に対応するため仕様が多様な各ターボチャージャ１７のコンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐを精度良く算出できる。
【００５３】
また、制御装置４７が有しているターボチャージャ１７の特性線図を利用できるので、シミュレーションモデルの適用には有利となる。
【００５４】
加えて、タービン２４からコンプレッサ１８への受熱の影響が小さい高回転域の実回転速度Ｎ、圧力比Ｐ２／Ｐ１、効率ηｃｏｍｐ、入口温度Ｔ１、及び流量ｗ１２を取得して第一定数Ｋｔｑ＿ａ及び第二定数Ｋｔｑ＿ｂを算出するので、低流量、低回転速度におけるコンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐを精度良く算出可能となる。
【００５５】
また、上記のコンプレッサ１８の吸収トルク算出方法においては、上記の数式（１）に示す計算式に、吸入空気の流量ｗ１２の項、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎの項、及びオフセット項を追加した、下記の数式（２）に示す物理式を用いることが望ましい。ここで、第三定数をＫｔｑ＿ｃ、第四定数をＫｔｑ＿ｄ、第五定数をＫｔｑ＿ｅとする。
【数２】
2016094864.tif 000021
【００５６】
この数式（２）に示す物理式を用いることで、より精度よくコンプレッサ１８の吸収トルクを算出できる。なお、第三定数Ｋｔｑ＿ｃ、第四定数Ｋｔｑ＿ｄ、及び第五定数Ｋｔｑ＿ｅは、一般的に最小二乗法などの補間手法を用いて決定される。また、オフセット項については、上記の数式（２）に限定されない。
【００５７】
次に、上記のコンプレッサ１８の吸収トルク算出方法を用いたシミュレーションモデルを用いた一例として、ターボチャージャ１７の回転制御方法を説明する。
【００５８】
ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎは、排気ガスによってタービン２４に発生する発生トルクＴｑｔｕｒｂと、吸入空気を圧縮することでコンプレッサ１８に吸収される吸収トルクＴｑｃｏｍｐと、シャフト３３などでの各種損失トルクＴｑｆｒｉｃとの釣り合いで決まっている。
【００５９】
そこで、制御装置４７は、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎを制御する際には、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎと目標回転速度Ｎ’との差を逐次判定している。次いで、制御装置４７は、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎが目標となる目標回転速度Ｎ’になったときの必要トルクＴｑｔｕｒｂ’、吸収トルクＴｑｃｏｍｐ及び損失トルクＴｑｆｒｉｃを予測している。次いで、制御装置４７は、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎを目標回転速度Ｎ’に近づけるように燃料噴射弁１４から噴射される燃料の噴射量Ｑ
を調節したり、排気弁１５の開閉時期及びリフト量を調節したりするフィードバック制御を行っている。
【００６０】
図６は、ターボチャージャ１７の回転速度制御方法を示すフローチャートである。なお、以下では、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎが目標回転速度Ｎ’よりも遅い場合を例に説明する。
【００６１】
エンジン１０が始動すると、制御装置４７がエンジン１０の運転状態に基づいて定められたターボチャージャ１７の目標回転速度Ｎ’を取得するステップＳ１０を行う。このステップＳ１０では、ターボチャージャ１７の目標回転速度Ｎ’を取得する目標値取得手段として、制御装置４７が、エンジン１０の運転状態に基づいたターボチャージャ１７の目標回転速度Ｎ’が設定された図示しない目標回転速度マップを参照している。
【００６２】
次いで、制御装置４７がターボチャージャ１７の実回転速度Ｎを取得するステップＳ２０を行う。ここでは、前述したように圧力比マップＭ２を参照して、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎを取得している。
【００６３】
次いで、制御装置４７が実回転速度Ｎと目標回転速度Ｎ’とを比較し、実回転速度Ｎと目標回転速度Ｎ’とに差があるか否かを判定するステップＳ３０を行う。このステップＳ３０で実回転速度Ｎと目標回転速度Ｎ’とに差が無い場合には、スタートへと戻る。
【００６４】
一方、ステップＳ３０で実回転速度Ｎと目標回転速度Ｎ’とに差がある場合には、制御装置４７が、前述したコンプレッサ１８の吸収トルク算出方法を用いて、実回転速度Ｎを目標回転速度Ｎ’に近づけるために必要なタービン２４の目標入口温度Ｔ３’を算出するステップＳ４０を行う。
【００６５】
このステップＳ４０では、制御装置４７が、上記の数式（１）に示す計算式に目標回転速度Ｎ’及び取得した吸入空気の流量ｗ１２を代入して、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎが目標回転速度Ｎ’になった時のコンプレッサ１８が吸収する吸収トルクＴｑｃｏｍｐを算出する。
【００６６】
次いで、制御装置４７が、下記の数式（２０）を用いてシャフト３３の摩擦損失である損失トルクＴｑｆｒｉｃを取得する。なお、ここでは、各定数Ｋｆｒｉｃ＿ａ、Ｋｆｒｉｃ_ｂ、及びＫｆｒｉｃ_ｃは、予め実験や試験などにより設定された数値である。
【数２０】
2016094864.tif 000022
【００６７】
なお、この損失トルクＴｑｆｒｉｃを取得する方法は一例であり、これに限定されない。
【００６８】
次いで、制御装置４７が、目標回転速度Ｎ’と算出した吸収トルクＴｑｃｏｍｐと損失トルクＴｑｆｒｉｃとに基づいて、下記の数式（２１）からターボチャージャ１７を目標回転速度Ｎ’にするために必要な必要トルクＴｑｔｕｒｂ’を算出する。なお、ここでターボチャージャ１７のイナーシャをＪとする。
【数２１】
2016094864.tif 000023
【００６９】
次いで、制御装置４７が、下記の数式（２２）及び数式（２３）を用いて、必要トルクＴｑｔｕｒｂ’を発生させるためのタービン２４の目標入口温度Ｔ３’を算出する。
【数２２】
2016094864.tif 000024
【数２３】
2016094864.tif 000025
【００７０】
制御装置４７が、算出した必要トルクＴｑｔｕｒｂ’と、入口圧力センサ４４及び出口圧力センサ４５の検出値の圧力比Ｐ４／Ｐ３と、吸入空気の流量ｗ１２及び燃料の噴射量Ｑに基づいて算出された排気ガス流量ｗ３４とを上記の数式（２２）及び数式（２３）に代入して、目標入口温度Ｔ３’を算出している。ここでは、定圧比熱をＣｐ、タービン２４の効率をηｔｕｒｂ、比熱比をκとする。
【００７１】
なお、排気ガス流量ｗ３４は、排気通路２３に排気ガスの流量を検出するセンサを用いて取得してもよい。また、タービン２４の効率ηｔｕｒｂは、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎ及びタービン２４の前後の圧力比Ｐ４／Ｐ３に基づいた効率ηｔｕｒｂが設定された特性線図から求めてもよい。
【００７２】
次いで、制御装置４７が、算出された目標入口温度Ｔ３’に基づいて燃料の噴射量Ｑを増加するステップＳ５０を行って、タービン２４の入口温度Ｔ３を上昇させて、スタートへと戻る。
【００７３】
このステップＳ５０では、下記の数式（２４）を用いて、燃料の噴射量Ｑの増加によって、筒内１３から排出される排気ガスの温度を上昇させている。ここで、筒内１３で燃焼した燃料が排気ガスへ与えるエネルギー割合をγ、低位発熱量をＬＨＶ、筒内１３から排出される排気ガスの流量をＷＥｘｈ、排気温度をＴｃｙｌｏｕｔ、吸気温度をＴｃｙｌｉｎとする。
【数２４】
2016094864.tif 000026
【００７４】
ここで、エネルギー割合γは燃料の噴射量Ｑ、燃料噴射時期、及びＥＧＲ率などの条件によって異なるため、それらの条件に基づいた値が設定されてマップを用いて算出している。
【００７５】
上記の数式（２４）により、筒内１３から排出される排気ガスの排気温度Ｔｃｙｌｏｕｔが算出されることから、タービン２４の入口温度Ｔ３が求められる。従って、タービン２４の入口温度Ｔ３を算出した目標入口温度Ｔ３’にするように燃料の噴射量Ｑを調節している。
【００７６】
このように、制御装置４７は、実回転速度Ｎと目標回転速度Ｎ’との差を逐次監視して、実回転速度Ｎが目標回転速度Ｎ’に近づくようにフィードバック制御を行っている。
【００７７】
なお、ステップＳ４０に代えて、目標圧力比を算出するステップを用いてもよい。また、ステップＳ４０、あるいは目標圧力比を算出するステップの場合には、ステップＳ５０に代えて、排気弁１５の開閉時期及びリフト量を調節するステップを用いて、タービン２４の入口温度Ｔ３、あるいはタービン２４の入口圧力Ｐ３を増加してもよい。また、排気ガスの目標流用を算出して、排気ガスの流量を増加する構成としてもよい。
【００７８】
上記のターボチャージャ１７の回転制御方法によれば、コンプレッサ１８の吸収トルクＴｑｃｏｍｐを精度良く算出できることで、エンジン１０を搭載した車両の発進時などで積極的にタービン２４に仕事をさせて、過給圧力を上昇させることによって、ターボチャージャ１７の過度応答を改善してドライバビリティを向上できる。また、排気ガスに含有される窒素酸化物、煤、及び未燃炭化水素の増加を防ぐこともでき、目標の機関性能を迅速に発揮させることができる。
【００７９】
特に、上記のターボチャージャ１７の回転速度制御方法は、実回転速度Ｎと目標回転速度Ｎ’とを常に比較することで、過度運転時に生じるターボチャージャ１７の慣性力の影響による応答の遅れを抑制して、過給圧力の上昇が遅れることを防止できる。
【００８０】
また、ターボチャージャ１７の実回転速度Ｎが目標回転速度Ｎ’よりも速い場合には、その実回転速度Ｎを目標回転速度Ｎ’に近づけることで、余分な燃料の噴射を抑制できるので、燃費向上には有利となる。
【００８１】
上記のターボチャージャ１７の回転速度制御方法において、制御初期、つまりエンジン１０の始動直後などには、一時的に高い目標回転速度Ｎ’に設定することが望ましい。これにより、必要最低限のトルク増加よりも大きい発生トルクとなるように制御することによって、より効果的にターボチャージャ１７の実回転速度Ｎの応答性を改善できる。
【００８２】
なお、上記の実施形態では、ターボチャージャ１７を一つ搭載した例を説明したが、本発明はこれに限定されない。例えば、ターボチャージャを二つ搭載した二ステージターボシステムにも適用できる。
【００８３】
また、上記の実施形態では、制御装置４７が燃料噴射弁１４から噴射される燃料の噴射量や排気弁１５の開閉時期及びリフト量を調節する例を説明したが、本発明はこれに限定されない。例えば、ＥＧＲバルブ２７や吸気スロットル２０の開度を調節してもよい。また、ターボチャージャ１７のタービン２４が可変翼を有する場合には、その可変翼の開度を調節してもよい。また、二ステージターボシステムの場合には、コンプレッサ及びタービンバイバスバルブの開度を調節してもよい。
【符号の説明】
【００８４】
１０  エンジン
１３  筒内
１４  燃料噴射弁
１５  排気弁
１６  吸気通路
１７  ターボチャージャ
１８  コンプレッサ
２３  排気通路
２４  タービン
３４  インペラ
４０  入口圧力センサ
４１  出口圧力センサ
４２  入口温度センサ
４３  吸入空気流量センサ
４４  入口圧力センサ
４５  出口圧力センサ
４６  吸気温度センサ
４７  制御装置
Ｋｔｑ＿ａ  第一定数
Ｋｔｑ＿ｂ  第二定数
Ｎ  実回転速度
ｗ１２  流量
【図１】
2016094864.tif 000029
【図２】
2016094864.tif 000030
【図３】
2016094864.tif 000031
【図４】
2016094864.tif 000032
【図５】
2016094864.tif 000033
【図６】
2016094864.tif 000034