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JP2008106703A - ターボチャージャ付き内燃機関の制御装置 - Google Patents

ターボチャージャ付き内燃機関の制御装置 Download PDF

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JP2008106703A JP2006291585A JP2006291585A JP2008106703A JP 2008106703 A JP2008106703 A JP 2008106703A JP 2006291585 A JP2006291585 A JP 2006291585A JP 2006291585 A JP2006291585 A JP 2006291585A JP 2008106703 A JP2008106703 A JP 2008106703A
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Abstract

【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

Description

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。
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。
特開2005−155384号公報 特開2006−22764号公報 特表2003−518581号公報 特開2003−293821号公報
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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)
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)
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)
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)
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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)
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。 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。 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。 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。 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。 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
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

Claims (5)

  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。
  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。
  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。
  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。
  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。
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