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JP4429355B2 - Recirculation exhaust gas flow rate calculation device - Google Patents

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JP4429355B2
JP4429355B2 JP2007312862A JP2007312862A JP4429355B2 JP 4429355 B2 JP4429355 B2 JP 4429355B2 JP 2007312862 A JP2007312862 A JP 2007312862A JP 2007312862 A JP2007312862 A JP 2007312862A JP 4429355 B2 JP4429355 B2 JP 4429355B2
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Description

本発明は再循環排気ガス流量算出装置に関する。   The present invention relates to a recirculation exhaust gas flow rate calculation device.

吸気弁が開弁し次いで閉弁したときに各気筒の筒内に充填されているガスの量、即ち筒内充填ガス量を、スロットル弁下流の吸気管内の圧力である吸気管圧力の一次関数式により表すことができることが既に知られている(特許文献1、特に[0013]から[0019]及び図3(B)参照、なお図3(B)の縦軸Q(P)は正しくはG(P)であると思われる)。そうすると、この一次関数式を予め求めておけば、吸気管圧力を例えば測定することによって、筒内充填ガス量を簡単にかつ正確に算出できることになる。或いは、筒内充填ガス量を求めることによって、この一次関数式から吸気管圧力を算出できることにもなる。   The amount of gas filled in the cylinder of each cylinder when the intake valve is opened and then closed, that is, the amount of gas charged in the cylinder, is a linear function of the intake pipe pressure, which is the pressure in the intake pipe downstream of the throttle valve. It is already known that it can be expressed by an equation (see Patent Document 1, especially [0013] to [0019] and FIG. 3B, where the vertical axis Q (P) in FIG. (It seems to be (P)). Then, if this linear function equation is obtained in advance, the cylinder charge gas amount can be calculated easily and accurately by measuring the intake pipe pressure, for example. Alternatively, the intake pipe pressure can be calculated from this linear function equation by obtaining the cylinder charge gas amount.

特開平8−334050号公報JP-A-8-334050 特開2002−180877号公報JP 2002-180877 A

ところで、空燃比を目標空燃比に正確に一致させるためには、筒内に充填される新気の量、即ち筒内充填新気量を正確に求める必要があり、特に筒内充填新気量を簡単にかつ正確に求めることが必要である。   By the way, in order to make the air-fuel ratio exactly match the target air-fuel ratio, it is necessary to accurately determine the amount of fresh air that is filled into the cylinder, that is, the amount of fresh air that is filled in the cylinder. It is necessary to easily and accurately obtain the value.

排気ガス再循環ガスが供給されていないときには、吸気行程開始時に筒内から吸気管内に流入した既燃ガスがこの吸気行程中に筒内に戻されるということを考えると、筒内に充填されるガスは新気のみであると考えてよく、そうすると、上述の一次関数式を用いて筒内充填新気量を簡単にかつ正確に算出することができる。   When exhaust gas recirculation gas is not being supplied, the burned gas that has flowed into the intake pipe from the cylinder at the start of the intake stroke is returned to the cylinder during the intake stroke, and is filled into the cylinder. It may be considered that the gas is only fresh air. Then, the amount of fresh air in the cylinder can be calculated easily and accurately using the above-described linear function equation.

しかしながら、排気ガス再循環ガスが供給されているときには、新気と排気ガス再循環ガスとの混合ガスが筒内に充填されるので、上述の一次関数式から、筒内に充填された混合ガスの量を知ることができるけれども、筒内充填新気量を知ることができない。   However, when the exhaust gas recirculation gas is supplied, the mixed gas of fresh air and the exhaust gas recirculation gas is filled in the cylinder. Therefore, the mixed gas filled in the cylinder is obtained from the above linear function equation. The amount of fresh air in the cylinder cannot be known.

そこで本発明の目的は、排気ガス再循環ガスが供給されているときの筒内充填新気量又は吸気管圧力を簡単にかつ正確に求めることができ、従って機関制御を簡単にかつ正確に行うことができる内燃機関の制御装置を提供することにある。   Therefore, an object of the present invention is to easily and accurately obtain the amount of fresh air in the cylinder or the intake pipe pressure when the exhaust gas recirculation gas is being supplied, and therefore perform engine control easily and accurately. An object of the present invention is to provide a control device for an internal combustion engine.

前記課題を解決するために本発明によれば、スロットル弁下流の吸気管と排気管とを排気ガス再循環通路を介し互いに接続して排気管内の排気ガスを排気ガス再循環通路を介し吸気管内に再循環させるようにし、前記吸気管内に再循環される排気ガスの量を制御するための排気ガス再循環制御弁を前記排気ガス再循環通路内に配置した内燃機関において、前記排気ガス再循環制御弁を通過する再循環排気ガスの流量である制御弁通過再循環排気ガス流量を、スロットル弁下流の吸気管内の圧力である吸気管圧力の二つの一次関数式であって、勾配が互いに異なりかつ接続点において連続している二つの一次関数式により算出する制御弁通過再循環排気ガス流量算出装置が提供される。   In order to solve the above problems, according to the present invention, an intake pipe and an exhaust pipe downstream of a throttle valve are connected to each other through an exhaust gas recirculation passage, and exhaust gas in the exhaust pipe is connected to the inside of the intake pipe through an exhaust gas recirculation passage. In the internal combustion engine in which an exhaust gas recirculation control valve for controlling the amount of exhaust gas recirculated in the intake pipe is disposed in the exhaust gas recirculation passage, the exhaust gas recirculation The control valve passage recirculation exhaust gas flow rate that is the flow rate of the recirculation exhaust gas that passes through the control valve is the two linear function equations of the intake pipe pressure that is the pressure in the intake pipe downstream of the throttle valve, and the gradients are different from each other. In addition, a control valve passage recirculation exhaust gas flow rate calculation device for calculating by two linear function formulas continuous at the connection point is provided.

制御弁通過再循環排気ガス流量を簡単にかつ正確に算出することができる。   The recirculation exhaust gas flow rate passing through the control valve can be calculated easily and accurately.

図1は本発明を火花点火式内燃機関に適用した場合を示している。しかしながら、本発明を圧縮着火式内燃機関に適用することもできる。   FIG. 1 shows a case where the present invention is applied to a spark ignition type internal combustion engine. However, the present invention can also be applied to a compression ignition type internal combustion engine.

図1を参照すると、1は例えば四つの気筒を備えた機関本体、2はシリンダブロック、3はシリンダヘッド、4はピストン、5は燃焼室、6は吸気弁、7は吸気ポート、8は排気弁、9は排気ポート、10は点火栓、11は燃料噴射弁をそれぞれ示す。吸気ポート7は対応する吸気枝管12を介してサージタンク13に連結され、サージタンク13は吸気ダクト14を介してエアクリーナ15に連結される。吸気ダクト14内にはステップモータ16により駆動されるスロットル弁17が配置される。なお、本明細書では、スロットル弁17下流の吸気ダクト、サージタンク13、吸気枝管12、及び吸気ポート7を吸気管と称する場合がある。   Referring to FIG. 1, for example, 1 is an engine body having four cylinders, 2 is a cylinder block, 3 is a cylinder head, 4 is a piston, 5 is a combustion chamber, 6 is an intake valve, 7 is an intake port, and 8 is an exhaust. Reference numeral 9 denotes an exhaust port, 10 denotes a spark plug, and 11 denotes a fuel injection valve. The intake port 7 is connected to a surge tank 13 via a corresponding intake branch pipe 12, and the surge tank 13 is connected to an air cleaner 15 via an intake duct 14. A throttle valve 17 driven by a step motor 16 is disposed in the intake duct 14. In the present specification, the intake duct downstream from the throttle valve 17, the surge tank 13, the intake branch pipe 12, and the intake port 7 may be referred to as an intake pipe.

一方、排気ポート9は排気マニホルド18及び排気管19を介して触媒コンバータ20に連結され、この触媒コンバータ20は図示しないマフラを介して大気に連通される。   On the other hand, the exhaust port 9 is connected to a catalytic converter 20 via an exhaust manifold 18 and an exhaust pipe 19, and this catalytic converter 20 is communicated to the atmosphere via a muffler (not shown).

排気マニホルド18と各吸気枝管12とは排気ガス再循環(以下、EGRと称す)供給管21を介して互いに連結され、EGR供給管21内には電気制御式EGR制御弁22が配置される。図1に示される内燃機関では、EGR制御弁22下流のEGR供給管21が分岐され、各吸気枝管12に接続されている。なお、EGR制御弁22はステップモータを備えており、このステップモータのステップ数STPが大きくなるとEGR制御弁22の開度が大きくなる。即ち、ステップ数STPはEGR制御弁22の開度を表している。   The exhaust manifold 18 and each intake branch pipe 12 are connected to each other via an exhaust gas recirculation (hereinafter referred to as EGR) supply pipe 21, and an electrically controlled EGR control valve 22 is disposed in the EGR supply pipe 21. . In the internal combustion engine shown in FIG. 1, an EGR supply pipe 21 downstream of the EGR control valve 22 is branched and connected to each intake branch pipe 12. The EGR control valve 22 includes a step motor. When the step number STP of the step motor increases, the opening degree of the EGR control valve 22 increases. That is, the step number STP represents the opening degree of the EGR control valve 22.

電子制御ユニット30はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス31によって互いに接続されたROM(リードオンリメモリ)32、RAM(ランダムアクセスメモリ)33、CPU(マイクロプロセッサ)34、入力ポート35及び出力ポート36を具備する。サージタンク13内には吸気管内の圧力である吸気管圧力Pmを検出するための圧力センサ39が取り付けられる。また、スロットル弁17にはスロットル開度θtを検出するためのスロットル開度センサ40が取り付けられる。更に、アクセルペダル41にはアクセルペダル41の踏み込み量を検出するための負荷センサ42が接続される。アクセルペダル41の踏み込み量は要求負荷を表している。これらセンサ39,40,42の出力信号はそれぞれ対応するAD変換器37を介して入力ポート35に入力される。更に入力ポート35にはクランクシャフトが例えば30°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ43が接続される。CPU34ではクランク角センサ43の出力パルスに基づいて機関回転数NEが算出される。一方、出力ポート36は対応する駆動回路38を介して点火栓10、燃料噴射弁11、ステップモータ16、及びEGR制御弁22にそれぞれ接続され、これらは電子制御ユニット30からの出力信号に基づいて制御される。   The electronic control unit 30 is composed of a digital computer, and is connected to each other by a bidirectional bus 31. A ROM (Read Only Memory) 32, a RAM (Random Access Memory) 33, a CPU (Microprocessor) 34, an input port 35 and an output port 36. It comprises. A pressure sensor 39 for detecting an intake pipe pressure Pm, which is a pressure in the intake pipe, is attached in the surge tank 13. The throttle valve 17 is provided with a throttle opening sensor 40 for detecting the throttle opening θt. Further, a load sensor 42 for detecting the depression amount of the accelerator pedal 41 is connected to the accelerator pedal 41. The amount of depression of the accelerator pedal 41 represents the required load. The output signals of these sensors 39, 40, and 42 are input to the input port 35 via corresponding AD converters 37, respectively. Further, a crank angle sensor 43 that generates an output pulse every time the crankshaft rotates, for example, 30 ° is connected to the input port 35. The CPU 34 calculates the engine speed NE based on the output pulse of the crank angle sensor 43. On the other hand, the output port 36 is connected to the spark plug 10, the fuel injection valve 11, the step motor 16, and the EGR control valve 22 through corresponding drive circuits 38, which are based on output signals from the electronic control unit 30. Be controlled.

図1に示される内燃機関では、燃料噴射量QFは例えば次式に基づいて算出される。   In the internal combustion engine shown in FIG. 1, the fuel injection amount QF is calculated based on the following equation, for example.

QF=kAF・KL
ここで、kAFは空燃比設定係数を、KLは機関負荷率(%)をそれぞれ示している。
QF = kAF · KL
Here, kAF represents an air-fuel ratio setting coefficient, and KL represents an engine load factor (%).

空燃比設定係数kAFは目標空燃比を表す係数であり、目標空燃比が大きくなると即ちリーンになると小さくなり、目標空燃比が小さくなると即ちリッチになると大きくなる。この空燃比設定係数kAFは機関運転状態例えば要求負荷及び機関回転数の関数として予めROM32内に記憶されている。   The air-fuel ratio setting coefficient kAF is a coefficient representing the target air-fuel ratio, and decreases when the target air-fuel ratio increases, that is, becomes lean, and increases when the target air-fuel ratio decreases, that is, when it becomes rich. This air-fuel ratio setting coefficient kAF is stored in advance in the ROM 32 as a function of the engine operating state, for example, the required load and the engine speed.

一方、機関負荷率KLは各気筒の筒内に充填された新気の量を表すものであり、例えば次式により定義される。   On the other hand, the engine load factor KL represents the amount of fresh air filled in the cylinder of each cylinder, and is defined by the following equation, for example.

Figure 0004429355
Figure 0004429355

ここで、Mcairは吸気弁7が開弁し次いで閉弁したときに各気筒の筒内に充填されている新気の量である筒内充填新気量(g)を、DSPは機関の排気量(リットル)を、NCYLは気筒数を、ρastdは標準状態(1気圧、25℃)における空気の密度(約1.2g/リットル)をそれぞれ示している。 Here, Mcair is the in-cylinder charged fresh air amount (g) that is the amount of fresh air that is filled in the cylinder of each cylinder when the intake valve 7 is opened and then closed, and DSP is the engine exhaust. The amount (liter), NCYL indicates the number of cylinders, and ρastd indicates the air density (about 1.2 g / liter) in the standard state (1 atm, 25 ° C.).

従って、実際の空燃比を目標空燃比に正確に一致させるためには、機関負荷率KLを正確に求ればよいことになる。   Therefore, in order to make the actual air-fuel ratio exactly coincide with the target air-fuel ratio, the engine load factor KL needs to be obtained accurately.

なお、EGR制御弁22が開弁され従ってEGRガスが供給されているときには、各気筒の筒内に新気とEGRガスとの混合ガスが吸入される。従って、吸気弁7が開弁し次いで閉弁したときに各気筒の筒内に充填されている混合ガス及びEGRガスの量をそれぞれ筒内充填ガス量Mc及び筒内充填EGRガス量Mcegrと称すると、筒内充填ガス量Mcは筒内充填新気量Mcairと筒内充填EGRガス量Mcegrとの和で表されることになる(Mc=Mcair+Mcegr)。   When the EGR control valve 22 is opened and therefore EGR gas is supplied, a mixed gas of fresh air and EGR gas is drawn into the cylinder of each cylinder. Therefore, when the intake valve 7 is opened and then closed, the amounts of the mixed gas and EGR gas filled in the cylinders of the respective cylinders are referred to as an in-cylinder charged gas amount Mc and an in-cylinder charged EGR gas amount Mcegr, respectively. Then, the cylinder filling gas amount Mc is expressed as the sum of the cylinder filling fresh air amount Mcair and the cylinder filling EGR gas amount Mcegr (Mc = Mcair + Mcegr).

ところで、冒頭で述べたように、筒内充填ガス量Mcは吸気弁7が閉弁したときの吸気管圧力Pmの一次関数式で表されることが知られている。即ち、理論及び経験則によれば、筒内充填ガス量Mcは吸気弁7が閉弁したときの筒内圧力に比例し、この筒内圧力は吸気弁7上流の混合ガス圧力、即ち吸気管圧力Pmにほぼ一致する。   By the way, as described at the beginning, it is known that the cylinder charge gas amount Mc is expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure Pm when the intake valve 7 is closed. That is, according to theory and empirical rule, the cylinder charge gas amount Mc is proportional to the cylinder pressure when the intake valve 7 is closed, and this cylinder pressure is the mixed gas pressure upstream of the intake valve 7, that is, the intake pipe. It almost corresponds to the pressure Pm.

EGRガスが供給されていないときには、吸気行程開始時に筒内から吸気管内に流入した既燃ガスがこの吸気行程中に筒内に戻されるということを考えると、筒内に新気のみが充填されると考えることができ、そうすると、筒内充填新気量Mcair従って機関負荷率KLを吸気管圧力Pmの一次関数式で表すことができる。即ち、機関負荷率KLを簡単にかつ正確に求めることができる。   When EGR gas is not supplied, considering that burned gas that has flowed into the intake pipe from the cylinder at the start of the intake stroke is returned to the cylinder during the intake stroke, only fresh air is filled into the cylinder. In this case, the in-cylinder charged fresh air amount Mcair and therefore the engine load factor KL can be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure Pm. That is, the engine load factor KL can be obtained easily and accurately.

ところが、EGRガスが供給されているときには状況が全く異なり、筒内には新気だけでなくEGRガスも充填される。このため、従来では、筒内充填新気量Mcairないし機関負荷率KLを吸気管圧力Pmの一次関数式で表すことは到底できないと考えられていたのである。   However, the situation is completely different when EGR gas is supplied, and not only fresh air but also EGR gas is filled in the cylinder. For this reason, conventionally, it has been considered that the in-cylinder charged fresh air amount Mair or the engine load factor KL cannot be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure Pm.

筒内充填EGRガス量Mcegrを吸気管圧力Pmの一次関数式で表すことができるならば、筒内充填ガス量Mcを吸気管圧力Pmの一次関数式で表すことができること、筒内充填ガス量Mcが筒内充填新気量Mcairと筒内充填EGRガス量Mcegrとの和であることを考えれば、筒内充填新気量Mcairないし機関負荷率KLを吸気管圧力Pmの一次関数式で表すことができる。   If the cylinder filling EGR gas amount Mcegr can be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure Pm, the cylinder filling gas quantity Mc can be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure Pm, and the cylinder filling gas amount. Considering that Mc is the sum of the in-cylinder charged fresh air amount Mcair and the in-cylinder charged EGR gas amount Mcegr, the in-cylinder charged fresh air amount Mcair or the engine load factor KL is expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure Pm. be able to.

しかしながら、従来では、筒内充填EGRガス量Mcegrも吸気管圧力Pmの一次関数式で表すことができないと考えられていたのである。このことを図2を参照しながら説明する。   However, conventionally, it has been considered that the cylinder filling EGR gas amount Mcegr cannot be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure Pm. This will be described with reference to FIG.

まず、図2(A)に示されるように、EGR制御弁22上流のEGRガス圧力が排気マニホルド18内の排気圧Pe(kPa)であり、EGR制御弁上流のEGRガス温度が排気マニホルド18内の排気温Te(K)であり、EGR制御弁22を通過するEGRガスの圧力が吸気管圧力Pm(kPa)であると考えると、EGR制御弁22を通過するEGRガスの流量であるEGR制御弁通過ガス流量megr(g/sec)は次式(1)により表すことができる。   First, as shown in FIG. 2A, the EGR gas pressure upstream of the EGR control valve 22 is the exhaust pressure Pe (kPa) in the exhaust manifold 18, and the EGR gas temperature upstream of the EGR control valve is in the exhaust manifold 18. EGR control that is the flow rate of EGR gas passing through the EGR control valve 22 is considered that the exhaust gas temperature Te (K) and the pressure of the EGR gas passing through the EGR control valve 22 is the intake pipe pressure Pm (kPa). The valve passage gas flow rate megr (g / sec) can be expressed by the following equation (1).

Figure 0004429355
Figure 0004429355

ここで、μはEGR制御弁22における流量係数を、AeはEGR制御弁22の開口断面積(m)を、Reは気体定数Rに関する定数を、Φ(Pm/Pe)はPm/Peの関数を、それぞれ表している。なお、流量係数μおよび開口断面積AeはEGR制御弁22の開度θeによって定まる値であり、定数Reは気体定数Rを1mol当たりの排気ガスないしEGRガスの質量Meで除算した値である(Re=R/Me)。 Here, μ is a flow coefficient in the EGR control valve 22, Ae is an opening cross-sectional area (m 2 ) of the EGR control valve 22, Re is a constant related to the gas constant R, and Φ (Pm / Pe) is Pm / Pe. Each function is represented. The flow coefficient μ and the opening cross-sectional area Ae are values determined by the opening degree θe of the EGR control valve 22, and the constant Re is a value obtained by dividing the gas constant R by the mass Me of exhaust gas or EGR gas per mol ( Re = R / Me).

また、関数Φ(Pm/Pe)はEGRガスの流速が音速を越えないように、比熱比κ(一定とする)を用いて次式により表される。   Further, the function Φ (Pm / Pe) is expressed by the following equation using the specific heat ratio κ (constant) so that the flow rate of the EGR gas does not exceed the speed of sound.

Figure 0004429355
Figure 0004429355

上述した式(1)は簡単に説明すると、EGR制御弁22の上流及び下流におけるEGRガスについての質量、エネルギ、及び運動量の各保存則、並びにEGR制御弁22の上流及び下流におけるEGRガスの状態方程式を用いて導出される。   The above-described equation (1) will be briefly described. The conservation laws of mass, energy, and momentum for the EGR gas upstream and downstream of the EGR control valve 22 and the state of the EGR gas upstream and downstream of the EGR control valve 22 are described. Derived using equations.

ここで、計算を簡単にするために排気圧Peが大気圧Paであるとすると、式(1)により表されるEGR制御弁通過ガス流量megrは図2(B)のようになる。即ち、EGR制御弁通過ガス流量megrは吸気管圧力Pmが小さいときにはほぼ一定に維持され、吸気管圧力Pmが高くなると図2(B)においてNRで示されるように吸気管圧力Pmに対し非線形性を示しながら大気圧Paに向けて減少する。なお、この非線形性部分NRは式(1)のうちPe/√Teの部分及び関数Φ(Pm/Pe)によるものである。   Here, if the exhaust pressure Pe is the atmospheric pressure Pa in order to simplify the calculation, the EGR control valve passage gas flow rate megr represented by the equation (1) is as shown in FIG. That is, the EGR control valve passage gas flow rate megr is maintained substantially constant when the intake pipe pressure Pm is small, and when the intake pipe pressure Pm becomes high, non-linearity with respect to the intake pipe pressure Pm as indicated by NR in FIG. Decreases toward the atmospheric pressure Pa. The nonlinear part NR is due to the part of Pe / √Te and the function Φ (Pm / Pe) in the equation (1).

従って、EGR制御弁通過ガス流量megrとりわけ非線形性部分NRを吸気管圧力Pmの一次関数式により表すことはできないものと考えられていたのである。もっとも、かなり多くの数の一次関数式を用いれば、EGR制御弁通過ガス流量megrを吸気管圧力Pmの一次関数式により表すことができると考えられる。しかしながら、この場合には、もはや機関負荷率KLを簡単に求めているとは言えない。   Therefore, it was considered that the EGR control valve passage gas flow rate megr, in particular, the nonlinear portion NR cannot be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure Pm. However, if a considerably large number of linear function equations are used, it is considered that the EGR control valve passage gas flow rate megr can be expressed by a linear function equation of the intake pipe pressure Pm. However, in this case, the engine load factor KL can no longer be simply obtained.

ところが、本願発明者らによれば、EGR制御弁通過ガス流量megrを吸気管圧力Pmの二つの一次関数式で表すことができ、従って筒内充填新気量Mcairないし機関負荷率KLを吸気管圧力Pmの二つの一次関数式で表すことができることが判明したのである。   However, according to the inventors of the present application, the EGR control valve passage gas flow rate megr can be expressed by two linear function expressions of the intake pipe pressure Pm. Accordingly, the in-cylinder charged fresh air amount Mcair or the engine load factor KL can be expressed by the intake pipe. It was found that it can be expressed by two linear function expressions of the pressure Pm.

即ち、まず、図3に示されるように、排気温Teは吸気管圧力Pmの増大に対し、排気圧Peが増大するよりも大幅に増大し、その結果Pe/√Teを吸気管圧力Pmの一次関数式で表すことができるのである。   That is, first, as shown in FIG. 3, the exhaust temperature Te increases significantly with respect to the increase in the intake pipe pressure Pm than the exhaust pressure Pe increases, and as a result, Pe / √Te is set to the intake pipe pressure Pm. It can be expressed by a linear function expression.

また、関数Φ(Pm/Pe)も吸気管圧力Pmの一次関数式で表すことができるのである。これを図4を参照して説明する。排気圧Peが一定の大気圧Paに維持されるのではなく、吸気管圧力Pmに応じて変動することを考慮すると、図4(A)に示されるように、吸気管圧力PmがPm1のときの関数Φ(Pm/Pe)は大気圧Paに収束する曲線Ca上にあるのではなく、排気圧Pe1に収束する曲線C1上にあり、これがプロット(○)で表されている。同様に、Pm=Pm2(>Pm1)のときのΦ(Pm/Pe)は排気圧Pe2(>Pe1)に収束する曲線C2上にあり、Pm=Pm3(>Pm2)のときのΦ(Pm/Pe)は排気圧Pe3(>Pe2)に収束する曲線C3上にある。   The function Φ (Pm / Pe) can also be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure Pm. This will be described with reference to FIG. Considering that the exhaust pressure Pe is not maintained at a constant atmospheric pressure Pa but varies according to the intake pipe pressure Pm, as shown in FIG. 4A, when the intake pipe pressure Pm is Pm1, The function Φ (Pm / Pe) is not on the curve Ca that converges to the atmospheric pressure Pa, but on the curve C1 that converges to the exhaust pressure Pe1, and this is represented by a plot (◯). Similarly, Φ (Pm / Pe) when Pm = Pm2 (> Pm1) is on the curve C2 that converges to the exhaust pressure Pe2 (> Pe1), and Φ (Pm / Pm / Pm3) when Pm = Pm3 (> Pm2). Pe) is on the curve C3 that converges to the exhaust pressure Pe3 (> Pe2).

このようにして得られるプロットは図4(B)に示されるように、直線L2で結ぶことができる。従って、関数Φ(Pm/Pe)は吸気管圧力Pmが小さいときには直線L1に相当する吸気管圧力Pmの一次関数式により、吸気管圧力Pmが大きいときには直線L2に相当する吸気管圧力Pmの一次関数式により表すことができ、斯くして吸気管圧力Pmの二つの一次関数式で表すことができることになる。即ち、EGR制御弁通過ガス流量megrを吸気管圧力Pmの二つの一次関数式で表すことができるのである。   The plot obtained in this way can be connected by a straight line L2, as shown in FIG. Therefore, the function Φ (Pm / Pe) is a linear function expression of the intake pipe pressure Pm corresponding to the straight line L1 when the intake pipe pressure Pm is small, and the primary function of the intake pipe pressure Pm corresponding to the straight line L2 when the intake pipe pressure Pm is large. Therefore, it can be expressed by two linear function expressions of the intake pipe pressure Pm. That is, the EGR control valve passage gas flow rate megr can be expressed by two linear function expressions of the intake pipe pressure Pm.

ここで、定常運転時には、単位時間当たりに吸気管内に流入するEGRガス量であるEGR制御弁通過ガス流量megrと、単位時間当たりに吸気管から流出して気筒内に流入するEGRガスの量である筒内吸入EGRガス量mcegr(g/sec)とが互いに等しい。また、筒内充填EGRガス量Mcegrは筒内吸入EGRガス量mcegrに、各気筒の吸気行程1回に要する時間ΔT(sec)を乗算することにより得られるものである(Mcegr=mcegr・ΔT)。   Here, during steady operation, an EGR control valve passage gas flow rate megr that is the amount of EGR gas flowing into the intake pipe per unit time, and the amount of EGR gas that flows out of the intake pipe and flows into the cylinder per unit time. A certain in-cylinder intake EGR gas amount mcegr (g / sec) is equal to each other. The in-cylinder charged EGR gas amount Mcegr is obtained by multiplying the in-cylinder intake EGR gas amount mcegr by the time ΔT (sec) required for one intake stroke of each cylinder (Mcegr = mcegr · ΔT). .

そうすると、定常運転時の筒内充填EGRガス量Mcegrを吸気管圧力Pmの一次関数式で表すことができるということになる。   Then, the in-cylinder charged EGR gas amount Mcegr at the time of steady operation can be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure Pm.

従って、定常運転時の筒内充填新気量Mcairないし機関負荷率KLを吸気管圧力Pmの二つの一次関数式で表すことができるということになる。これが本発明の基本的な考え方である。   Therefore, the in-cylinder charged fresh air amount Mair or the engine load factor KL at the time of steady operation can be expressed by two linear function expressions of the intake pipe pressure Pm. This is the basic idea of the present invention.

図5には、機関回転数NE及びEGR制御弁開度STPがそれぞれ一定であるときの、定常運転時の機関負荷率KLを表す吸気管圧力Pmの二つの一次関数式の一例が示されている。図5に示されるように、機関負荷率KLは、勾配が互いに異なりかつ接続点CPにおいて連続している、吸気管圧力Pmの二つの一次関数式により表される。即ち、吸気管圧力Pmが小さいときには勾配a1の一次関数式により、吸気管圧力Pmが高いときには勾配a2の一次関数式により、機関負荷率KLが表される。   FIG. 5 shows an example of two linear function expressions of the intake pipe pressure Pm representing the engine load factor KL during steady operation when the engine speed NE and the EGR control valve opening STP are constant. Yes. As shown in FIG. 5, the engine load factor KL is expressed by two linear function expressions of the intake pipe pressure Pm having different gradients and continuous at the connection point CP. That is, the engine load factor KL is expressed by a linear function expression of the gradient a1 when the intake pipe pressure Pm is small, and by a linear function expression of the gradient a2 when the intake pipe pressure Pm is high.

ここで、二つの一次関数式の勾配をそれぞれa1,a2とし、接続点CPにおける吸気管圧力及び機関負荷率をそれぞれb,cとすると、これら二つの一次関数式は次式により表すことができる。   Here, if the gradients of the two linear function equations are a1 and a2, respectively, and the intake pipe pressure and the engine load factor at the connection point CP are b and c, respectively, these two linear function equations can be expressed by the following equations. .

KL=a1・(Pm−b)+c …Pm≦b
KL=a2・(Pm−b)+c …Pm>b
これらをひとまとめにして表すと次式(2)のようになる。
KL = a1 · (Pm−b) + c... Pm ≦ b
KL = a2 · (Pm−b) + c... Pm> b
These are collectively expressed as the following formula (2).

KL=a・(Pm−b)+c (2)
a=a1 …Pm≦b
a=a2 …Pm>b
本発明による実施例では、定常運転時の機関負荷率KLを表す吸気管圧力Pmの二つの一次関数式が式(2)に示す形で予めROM32内に記憶されている。このようにすると、二つの一次関数式をa,b,cの三つのパラメータで表すことができる。即ち、二つの一次関数式を表すために必要なパラメータの数を少なくすることができる。
KL = a · (Pm−b) + c (2)
a = a1 Pm ≦ b
a = a2 Pm> b
In the embodiment according to the present invention, two linear function expressions of the intake pipe pressure Pm representing the engine load factor KL during steady operation are stored in advance in the ROM 32 in the form shown in the expression (2). In this way, two linear function expressions can be represented by three parameters a, b, and c. That is, it is possible to reduce the number of parameters necessary for expressing the two linear function expressions.

上述の式(1)におけるEGR制御弁22の開口断面積AeはEGR制御弁開度STPに依存し、機関充填効率が機関回転数NEに依存することを考慮して、本発明による実施例ではパラメータa(a1,a2),b,cをEGR制御弁開度STP又は機関回転数NEに応じて設定している。   In the embodiment according to the present invention, in consideration of the fact that the opening sectional area Ae of the EGR control valve 22 in the above equation (1) depends on the EGR control valve opening STP and the engine charging efficiency depends on the engine speed NE. The parameters a (a1, a2), b, and c are set according to the EGR control valve opening STP or the engine speed NE.

具体的に説明すると、勾配a1は図6(A)に示されるように、機関回転数NEが低いときには機関回転数NEが高くなるにつれて大きくなり、機関回転数NEが高いときには機関回転数NEが高くなるにつれて小さくなり、更に、EGR制御弁開度STPが大きくなるにつれて大きくなる。また、勾配a2は図6(B)に示されるように、機関回転数NEが低いときには機関回転数NEが高くなるにつれて大きくなり、機関回転数NEが高いときには機関回転数NEが高くなるにつれて小さくなり、更に、EGR制御弁開度STPが大きくなるにつれて大きくなる。これら勾配a1,a2は予め実験により求められており、それぞれ機関回転数NE及びEGR制御弁開度STPの関数として図6(C)及び(D)に示されるマップの形で予めROM32内に記憶されている。   Specifically, as shown in FIG. 6A, the gradient a1 increases as the engine speed NE increases when the engine speed NE is low, and the engine speed NE increases when the engine speed NE is high. It becomes smaller as it becomes higher, and further becomes larger as the EGR control valve opening STP becomes larger. Further, as shown in FIG. 6B, the gradient a2 increases as the engine speed NE increases when the engine speed NE is low, and decreases as the engine speed NE increases when the engine speed NE is high. Furthermore, it becomes larger as the EGR control valve opening STP becomes larger. These gradients a1 and a2 are obtained in advance by experiments, and stored in advance in the ROM 32 in the form of maps shown in FIGS. 6C and 6D as functions of the engine speed NE and the EGR control valve opening STP, respectively. Has been.

一方、接続点CPにおける吸気管圧力bは図7に示されるように、機関回転数NEが高くなるつれて小さくなる。接続点CPにおける吸気管圧力bも予め実験により求められており、機関回転数NEの関数として図7に示されるマップの形で予めROM32内に記憶されている。   On the other hand, the intake pipe pressure b at the connection point CP decreases as the engine speed NE increases as shown in FIG. The intake pipe pressure b at the connection point CP is also obtained in advance by experiments and is stored in advance in the ROM 32 in the form of a map shown in FIG. 7 as a function of the engine speed NE.

更に、接続点CPにおける機関負荷率cは図8(A)に示されるように、機関回転数NEが低いときには機関回転数NEが高くなるにつれて大きくなり、機関回転数NEが高いときには機関回転数NEが高くなるにつれて小さくなり、更に、EGR制御弁開度STPが大きくなるにつれて小さくなる。接続点CPにおける機関負荷率cも予め実験により求められており、機関回転数NE及びEGR制御弁開度STPの関数として図8(B)に示されるマップの形で予めROM32内に記憶されている。   Further, as shown in FIG. 8A, the engine load factor c at the connection point CP increases as the engine rotational speed NE increases when the engine rotational speed NE is low, and the engine rotational speed when the engine rotational speed NE is high. It becomes smaller as NE becomes higher, and further becomes smaller as EGR control valve opening STP becomes larger. The engine load factor c at the connection point CP is also obtained in advance by experiments, and is stored in advance in the ROM 32 as a function of the engine speed NE and the EGR control valve opening STP in the form of a map shown in FIG. Yes.

従って、一般的に言うと、互いに異なる複数のEGR制御弁開度STPに対し、筒内充填新気量Mcairないし機関負荷率KLを表す吸気管圧力Pmの二つの一次関数式がそれぞれ予め求められて記憶されているということになる。また、互いに異なる複数の機関回転数NEに対し、筒内充填新気量Mcairないし機関負荷率KLを表す吸気管圧力Pmの二つの一次関数式が予め求められて記憶されているということにもなる。   Therefore, generally speaking, for each of a plurality of EGR control valve openings STP different from each other, two linear function expressions of the intake pipe pressure Pm representing the in-cylinder charged fresh air amount Mair or the engine load factor KL are obtained in advance. Will be remembered. In addition, two linear function equations of the intake pipe pressure Pm representing the in-cylinder charged fresh air amount Mair or the engine load factor KL are obtained and stored in advance for a plurality of different engine speeds NE. Become.

図9は一定の機関回転数NEでかつ様々なEGR制御弁開度STPにおける、定常運転時の機関負荷率KLを表す吸気管圧力Pmの二つの一次関数式の一例を示している。なお、図9における破線はEGRガスが供給されていないとき、即ちEGR制御弁開度STPがゼロのときの機関負荷率KLを示している。   FIG. 9 shows an example of two linear function expressions of the intake pipe pressure Pm representing the engine load factor KL during steady operation at a constant engine speed NE and various EGR control valve opening STP. The broken line in FIG. 9 indicates the engine load factor KL when EGR gas is not supplied, that is, when the EGR control valve opening STP is zero.

従って、吸気管圧力Pmを例えば圧力センサ39により検出すれば、この検出された吸気管圧力Pmから上述の式(2)を用いて機関負荷率KLを正確にかつ簡単に求めることができ、斯くして空燃比を目標空燃比に正確にかつ簡単に一致させることができることになる。   Therefore, if the intake pipe pressure Pm is detected by, for example, the pressure sensor 39, the engine load factor KL can be accurately and easily obtained from the detected intake pipe pressure Pm using the above-described equation (2). Thus, the air-fuel ratio can be accurately and easily matched with the target air-fuel ratio.

このように機関負荷率KLを吸気管圧力Pmの一次関数式で表せるということは、機関負荷率KLと吸気管圧力Pmとの関係を表すマップを作成する必要がないことを意味しており、従ってまずマップの作成労力がなくされる。また、複雑な例えば微分方程式などを解く必要がないということも意味しており、従ってCPU34の計算負荷が軽減されることにもなる。   The fact that the engine load factor KL can be expressed by a linear function expression of the intake pipe pressure Pm in this way means that it is not necessary to create a map that represents the relationship between the engine load factor KL and the intake pipe pressure Pm. Therefore, the map creation effort is eliminated first. It also means that it is not necessary to solve complicated differential equations, for example, and therefore the calculation load on the CPU 34 is reduced.

図10は上述した本発明による実施例における燃料噴射量QFの算出ルーチンを示している。このルーチンは予め定められた設定クランク角毎の割り込みによって実行される。   FIG. 10 shows a routine for calculating the fuel injection amount QF in the above-described embodiment according to the present invention. This routine is executed by interruption every predetermined crank angle.

図10を参照すると、まずステップ100では吸気管圧力Pm、機関回転数NE、及びEGR制御弁開度STPが読み込まれる。続くステップ101では、図7及び図8(B)のマップから接続点CPにおける吸気管圧力b及び機関負荷率cが算出される。続くステップ102では、検出された吸気管圧力Pmが接続点における吸気管圧力b以下か否かが判別される。Pm≦bのときには次いでステップ103に進み、図6(C)のマップからa1が算出される。続くステップ104では、勾配aがこのa1とされる。次いでステップ107に進む。これに対し、Pm>bのときには次いでステップ105に進み、図6(D)のマップからa2が算出される。続くステップ106では、勾配aがこのa2とされる。次いでステップ107に進む。   Referring to FIG. 10, first, at step 100, the intake pipe pressure Pm, the engine speed NE, and the EGR control valve opening STP are read. In the subsequent step 101, the intake pipe pressure b and the engine load factor c at the connection point CP are calculated from the maps of FIGS. 7 and 8B. In the following step 102, it is determined whether or not the detected intake pipe pressure Pm is equal to or lower than the intake pipe pressure b at the connection point. When Pm ≦ b, the routine proceeds to step 103 where a1 is calculated from the map of FIG. In the subsequent step 104, the gradient a is set to a1. Next, the routine proceeds to step 107. On the other hand, when Pm> b, the routine proceeds to step 105, where a2 is calculated from the map of FIG. In the subsequent step 106, the gradient a is set to a2. Next, the routine proceeds to step 107.

ステップ107では、式(2)に基づいて機関負荷率KLが算出される(KL=a・(Pm−b)+c)。続くステップ108では機関運転状態に基づいて空燃比設定係数kAFが算出され、続くステップ109では燃料噴射量QFが算出される(QF=kAF・KL)。各燃料噴射弁11からはQFだけ燃料が噴射される。   In step 107, the engine load factor KL is calculated based on the equation (2) (KL = a · (Pm−b) + c). In the subsequent step 108, the air-fuel ratio setting coefficient kAF is calculated based on the engine operating state, and in the subsequent step 109, the fuel injection amount QF is calculated (QF = kAF · KL). Fuel is injected from each fuel injection valve 11 by QF.

従って、一般的に言うと、吸気管圧力Pmを求め、吸気管圧力Pmから一次関数式(2)を用いて筒内充填新気量Mcairないし機関負荷率KLを算出し、算出された筒内充填新気量Mcairないし機関負荷率KLに基づいて機関運転を制御しているということになる。   Therefore, generally speaking, the intake pipe pressure Pm is obtained, the in-cylinder charged fresh air amount Mcair or the engine load factor KL is calculated from the intake pipe pressure Pm using the linear function equation (2), and the calculated in-cylinder It means that the engine operation is controlled based on the charged fresh air amount Mcair or the engine load factor KL.

これまで述べてきた本発明による実施例では、圧力センサ39により検出された吸気管圧力Pmから機関負荷率KLを算出するようにしている。しかしながら、例えばスロットル開度、又はスロットル弁17上流の吸気ダクト14内に配置されたエアフローメータの出力に基づき吸気管圧力Pmを推定し、この推定された吸気管圧力Pmから機関負荷率KLを算出することもできる。或いは、例えば計算モデルを用いて吸気管圧力Pmを推定し、この推定された吸気管圧力Pmから機関負荷率KLを算出するようにしてもよい。   In the embodiments according to the present invention described so far, the engine load factor KL is calculated from the intake pipe pressure Pm detected by the pressure sensor 39. However, for example, the intake pipe pressure Pm is estimated based on the throttle opening or the output of an air flow meter arranged in the intake duct 14 upstream of the throttle valve 17, and the engine load factor KL is calculated from the estimated intake pipe pressure Pm. You can also Alternatively, for example, the intake pipe pressure Pm may be estimated using a calculation model, and the engine load factor KL may be calculated from the estimated intake pipe pressure Pm.

ところで、上述の吸気管圧力Pmの一次関数式(2)を、吸気管圧力Pmを表す機関負荷率KLの一次関数式の形に書き換えると次式(3)が得られる。   By the way, when the above-described linear function expression (2) of the intake pipe pressure Pm is rewritten into a linear function expression of the engine load factor KL representing the intake pipe pressure Pm, the following expression (3) is obtained.

Pm=(1/a)・(KL−c)+b (3)
a=a1 …KL≦c
a=a2 …KL>c
従って、機関負荷率KLないし筒内充填新気量から式(3)を用いて吸気管圧力Pmを算出することができる。
Pm = (1 / a). (KL-c) + b (3)
a = a1 KL ≦ c
a = a2 KL> c
Therefore, the intake pipe pressure Pm can be calculated using the equation (3) from the engine load factor KL or the in-cylinder charged fresh air amount.

内燃機関の全体図である。1 is an overall view of an internal combustion engine. EGR制御弁通過ガス量megrを説明するための図である。It is a figure for demonstrating EGR control valve passage gas amount megr. 排気圧Pe、排気温Te、及びPe/√Teを示す線図である。FIG. 3 is a diagram showing exhaust pressure Pe, exhaust temperature Te, and Pe / √Te. 関数Φ(Pm/Pe)を示す線図である。It is a diagram showing a function Φ (Pm / Pe). 機関負荷率KLと吸気管圧力Pmとの関係の一例を示す線図である。It is a diagram which shows an example of the relationship between the engine load factor KL and the intake pipe pressure Pm. 勾配a1,a2を示す線図である。It is a diagram which shows gradient a1, a2. 接続点における吸気管圧力bを示す線図である。It is a diagram which shows the intake pipe pressure b in a connection point. 接続点における機関負荷率cを示す線図である。It is a diagram which shows the engine load factor c in a connection point. 機関負荷率KLと吸気管圧力Pmとの関係の一例を示す線図である。It is a diagram which shows an example of the relationship between the engine load factor KL and the intake pipe pressure Pm. 燃料噴射量QFの算出ルーチンを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the calculation routine of the fuel injection quantity QF.

符号の説明Explanation of symbols

1 機関本体
12 吸気枝管
17 スロットル弁
18 排気マニホルド
21 EGR供給管
22 EGR制御弁
1 Engine Body 12 Intake Branch Pipe 17 Throttle Valve 18 Exhaust Manifold 21 EGR Supply Pipe 22 EGR Control Valve

Claims (1)

スロットル弁下流の吸気管と排気管とを排気ガス再循環通路を介し互いに接続して排気管内の排気ガスを排気ガス再循環通路を介し吸気管内に再循環させるようにし、前記吸気管内に再循環される排気ガスの量を制御するための排気ガス再循環制御弁を前記排気ガス再循環通路内に配置した内燃機関において、前記排気ガス再循環制御弁を通過する再循環排気ガスの流量である制御弁通過再循環排気ガス流量を、スロットル弁下流の吸気管内の圧力である吸気管圧力の二つの一次関数式であって、勾配が互いに異なりかつ接続点において連続している二つの一次関数式により算出する制御弁通過再循環排気ガス流量算出装置。   The intake pipe and exhaust pipe downstream of the throttle valve are connected to each other through an exhaust gas recirculation passage so that the exhaust gas in the exhaust pipe is recirculated into the intake pipe through the exhaust gas recirculation passage, and is recirculated into the intake pipe. This is the flow rate of the recirculated exhaust gas that passes through the exhaust gas recirculation control valve in an internal combustion engine in which an exhaust gas recirculation control valve for controlling the amount of exhaust gas to be discharged is disposed in the exhaust gas recirculation passage. The control valve passage recirculation exhaust gas flow rate is two linear function expressions of the intake pipe pressure which is the pressure in the intake pipe downstream of the throttle valve, and the gradient functions are different from each other and are continuous at the connection point. Control valve passage recirculation exhaust gas flow rate calculation device which calculates by
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